Apostila ar cond

UFBA – Universidade Federal da Bahia
DEM – Departamento de Engenharia Mecânica

ENG176
REFRIGERAÇÃO E
AR CONDICIONADO

PARTE II
AR CONDICIONADO

Prof. Dr. Marcelo José Pirani


ÍNDICE

CAPÍTULO 1 – CONFORTO TÉRMICO .................................................................................................................1
1.1 – Introdução.......................................................................................................................................................1
1.2 –Parâmetros Básicos em Condicionamento de Ar............................................................................................2
1.3 – Diagramas de Conforto ..................................................................................................................................5
1.3.1 – O Diagrama Bioclimático dos Irmãos Olgyay..........................................................................................5
1.3.2 – A Temperatura Efetiva de Houghton e Yaglou .......................................................................................5
1.3.3 – Norma ASHRAE 55 .................................................................................................................................6
1.3.4 – As Equações de Conforto de Fanger ......................................................................................................7
1.3.5 – As Zonas de Conforto de Givoni. ..........................................................................................................10
1.4 –Qualidade do Ar Interno ................................................................................................................................11

CAPÍTULO 2 – CONCEITOS FUNDAMENTAIS...................................................................................................17
2.1 – Introdução.....................................................................................................................................................17
2.2 – Definições .....................................................................................................................................................17
2.3 – Propriedades Termodinâmicas de uma Substância.....................................................................................19
2.4 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes...................................................................................20
2.5 – Primeira Lei da Termodinâmica....................................................................................................................21

CAPÍTULO 3 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR.............................................24
3.1 – Introdução.....................................................................................................................................................24
3.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor ..........................................................................24
3.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor ...........................................................................................................26
3.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor............................................27
3.4.1 – Capacidade frigorífica............................................................................................................................27
3.4.2 – Potência teórica de compressão ...........................................................................................................28
3.4.3 – Calor rejeitado no condensador ............................................................................................................29
3.4.4 – Dispositivo de expansão........................................................................................................................30
3.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo .....................................................................................................31

CAPÍTULO 4 – REFRIGERAÇÃO POR ABSORÇÃO DE VAPOR.......................................................................38
4.1 – Introdução.....................................................................................................................................................38
4.2 - Ciclo de Absorção .........................................................................................................................................39

CAPÍTULO 5 – ESTIMATIVA DE CARGA TÉRMICA SENSÍVEL E LATENTE....................................................41
5.1 – Introdução.....................................................................................................................................................41
5.2 – Características do Recinto ...........................................................................................................................41
5.3 – Fatores Que Influenciam na Carga Térmica do Ambiente ...........................................................................42
5.3.1 – Insolação ...............................................................................................................................................42
5.3.1.1 – Determinação do Fator de Sombreamento -FS...........................................................................45
5.3.2 – Insolação Através de Vidros..................................................................................................................46
5.4 – Armazenamento de Calor.............................................................................................................................49

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5.5 – Insolação nas paredes externas...................................................................................................................52
5.6 – Insolação sobre Telhados ............................................................................................................................53
5.7 – Transmissão de Calor devido à diferença de Temperatura .........................................................................55
5.7.1 – Vidros Externos .....................................................................................................................................55
5.7.2 – Vidros Internos ......................................................................................................................................55
5.7.3 – Paredes Internas ...................................................................................................................................55
5.7.4 – Tetos e Pisos.........................................................................................................................................55
5.8 – Carga de Iluminação ....................................................................................................................................56
5.8.1 – Lâmpadas Incandescentes ...................................................................................................................56
5.8.2 – Lâmpadas Fluorescentes ......................................................................................................................56
5.9 – Carga de Ocupantes ....................................................................................................................................56
5.10 – Carga de Motores Elétricos ........................................................................................................................56
5.10.1 – Motor e máquina se encontram nos recintos ......................................................................................56
5.10.2 – Apenas a máquina se encontra no recinto..........................................................................................57
5.10.3 – Só o motor se encontra no recinto ......................................................................................................57
5.11 – Equipamentos Eletrônicos..........................................................................................................................57
5.12 – Zoneamento................................................................................................................................................57

CAPÍTULO 6 – PSICROMETRIA ..........................................................................................................................60
6.1 – Definições Fundamentais .............................................................................................................................60
6.1.1 – Pressão Parcial (Lei de Dalton).............................................................................................................60
6.1.2 – Ar seco. .................................................................................................................................................60
6.1.3 – Ar Não Saturado e Ar Saturado. ...........................................................................................................61
6.1.4 Umidade Absoluta (W). ............................................................................................................................61
6.1.5 – Umidade Relativa (φ).............................................................................................................................62
6.1.6 – Entalpia Específica do Ar Úmido...........................................................................................................62
6.1.7 – Volume Específico do Ar Úmido............................................................................................................64
6.1.8 – Temperatura de Bulbo Seco. ................................................................................................................64
6.1.9 – Saturação Adiabática. ...........................................................................................................................64
6.1.10 – Temperatura de Bulbo Úmido. ............................................................................................................65
6.1.11 – Temperatura de Orvalho. ....................................................................................................................66
6.1.12 – A Carta Psicrométrica..........................................................................................................................66
6.2 – Transformações Psicrométricas. ..................................................................................................................69
6.2.1 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar Úmido. ...........................................................................69
6.2.2 – Aquecimento Sensível ou Aquecimento Seco. .....................................................................................69
6.2.3 – Resfriamento Sensível. .........................................................................................................................70
6.2.4 – Resfriamento e Desumidificação...........................................................................................................71
6.2.5 – Resfriamento e Umidificação. ...............................................................................................................73
6.2.6 – Aquecimento e Umidificação.................................................................................................................74
6.2.7 – Aquecimento e Desumidificação. ..........................................................................................................74
6.3 – Introdução ao Cálculo Psicrométrico............................................................................................................75
6.3.1 – Definições..............................................................................................................................................75
6.3.2 – Carga Térmica.......................................................................................................................................77
6.3.3 – Curva de Carga do Recinto...................................................................................................................77
6.3.4 – Condicionamento de Ar de Verão .........................................................................................................79

ii


CAPÍTULO 7 – CARACTERÍSTICAS DOS SISTEMAS DE CONDICIONAMENTO DE AR ................................84
7.1 – Introdução.....................................................................................................................................................84
7.2 – Instalações Apenas Ar..................................................................................................................................85
7.2.1 – Instalações com um Duto e Variação da Temp. e/ou da Vazão (Zona Única). ....................................85
7.2.1.1 – Instalações com regulagem da serpentina de resfriamento. .......................................................85
7.2.1.2 - Instalações com by-pass da serpentina de resfriamento. ............................................................86
7.2.1.3 – Instalações com regulagem da serpentina de reaquecimento. ...................................................87
7.2.2 – Instalações com um Duto e Variação da Temp. e/ou da Vazão (Múltiplas Zonas). .............................88
7.2.2.1 – Instalações com vazão constante e temperatura variável. ..........................................................88
7.2.2.2 – Instalações com temperatura constante e vazão variável. ..........................................................88
7.2.2.3 – Instalações com temperatura e vazão variável............................................................................90
7.2.2.4 – Instalações com vazão variável e recirculação local. ..................................................................90
7.2.2.5 Instalações Duplo Duto. ..................................................................................................................91
7.3 – Instalações Ar-Água. ....................................................................................................................................95
7.3.1 – Instalações de Indução a Dois Tubos. ..................................................................................................95
7.3.2 – Instalações de Indução a Três Tubos. ................................................................................................100
7.3.3 – Instalações de Indução a Quatro Tubos. ............................................................................................102
7.3.4 - Instalações de Fan-Coils Com Ar Primário..........................................................................................103
7.3.4.1 – Instalação de fan-coil a dois tubos com ar primário...................................................................104
7.3.4.2 – Instalação de fan-coil a três tubos com ar primário. ..................................................................105
7.3.4.3 – Instalação de fan-coil a quatro tubos com ar primário. ..............................................................107
7.4 – Instalações Apenas Água...........................................................................................................................109
7.4.1 - Instalação de Fan-Coils a Dois Tubos. ................................................................................................109
7.4.2 – Instalação de Fan-Coils a Três Tubos. ...............................................................................................111
7.4.3 – Instalação de Fan-Coils a Quatro Tubos.............................................................................................112
7.5 – Instalações de Expansão Direta.................................................................................................................113

CAPÍTULO 8 – TERMOACUMULAÇÃO .............................................................................................................118
8.1 – Introdução...................................................................................................................................................118
8.2 – Escolhendo Armazenagem Total ou Parcial ..............................................................................................121

CAPÍTULO 9 – MELHORIAS ENERGÉTICAS POSSÍVEIS. ..............................................................................124
9.1 – Estrutura. ....................................................................................................................................................124
9.2 – Sistemas de Condicionamento de Ar. ........................................................................................................126
9.3 – Redução do Consumo de Energia em Instalações de Ar Condicionado. ..................................................130
9.3.1 – Sistemas Com Vazão de Ar Variável (VAV)........................................................................................130
9.3.2 – Sistemas Com Vazão Constante (VAC)..............................................................................................131
9.3.3 – Sistemas de Indução ...........................................................................................................................131
9.3.4 – Sistemas Duplo Duto...........................................................................................................................131
9.3.5 – Sistemas de Zona Única. ....................................................................................................................132
9.3.6 – Sistemas Com Reaquecimento Terminal............................................................................................132
9.4 – O Ciclo Economizador................................................................................................................................133
9.4.1 – Ciclo Economizador Controlado por Temperatura de Bulbo Seco. ....................................................133
9.4.2 – Ciclo Economizador Controlado por Entalpia. ....................................................................................134
9.5 – Resfriamento Evaporativo. .........................................................................................................................135
9.6 – Controle e Regulagem................................................................................................................................137

iii


9.7 – Uso de Motores Eficientes..........................................................................................................................137
9.8 - Uso de Inversores de Freqüência (VSD) ....................................................................................................138
9.9 – Troca de Centrais de Água Gelada (CAG).................................................................................................140

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ....................................................................................................................147

ANEXO I: DIAGRAMAS DE MOLLIER PARA OS REFRIGERANTES R22 E R134A. ......................................149

ANEXO II: ROTEIRO DE CÁLCULO DE CARGA TÉRMICA .............................................................................151

ANEXO III: EXEMPLO COMPLETO DE CÁLCULO DE CARGA TÉRMICA ......................................................156

ANEXO IV - TABELAS ........................................................................................................................................169

iv


Capítulo 1– Conforto Térmico

1.1 – Introdução
Nesta seção são apresentados quatro índices e critérios existentes utilizados para análise e
avaliação de conforto térmico de edifícios. Frota (Frota, Manual de Conforto Térmico, p.17), estima
em três dezenas os índices de conforto existentes e disponíveis para a avaliação de edifícios, como
habitações, escolas escritórios etc..

Não se pode afirmar que exista hoje um índice ideal para se estabelecer uma zona de conforto
adequada para ambientes climatizados e não climatizados no Brasil. Existem alguns índices
propostos por pesquisadores do exterior e existem também alguns trabalhos desenvolvidos por
pesquisadores brasileiros que analisaram estes índices, buscando avaliar a sua aplicabilidade no
nosso país e buscando identificar zonas de conforto nas quais, brasileiros, possam se sentir
confortáveis.

Estabelecer os limites de uma zona de conforto é uma tarefa extremamente difícil porque a
sensação de conforto, além de estar ligada a uma série de variáveis, está também ligada à
adaptação ao meio em que se vive, dificultando ainda mais a tarefa de encontrar um limite para o
qual se possa afirmar, que dentro dele, se tem conforto e fora dele se tem desconforto.

Conforto Térmico: condições ambientais de temperatura e umidade que proporcionam
sensação de bem-estar às pessoas que ali estão.

Figura 1.1 – Fatores que afetam o conforto térmico.

1


Metabolismo: processo pelo qual o corpo converte a energia dos alimentos em calor e trabalho.

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 por transpiração, Ersw, e difusão de umidade pela pele, Ediff.

• Dissipação de calor sensível por meio da respiração, Cresp.

• Dissipação de calor latente devida à respiração, Eresp.

Em condições de regime permanente,

(
M − W = (C + R + Ersw + E diff ) + Cresp + Eresp ) (1.1)

A taxa de liberação de calor pelo corpo humano pode variar de 120 W para atividade
sedentária até 440 W para atividade intensa (ver Tab. 48, pg. 1-94 Carrier). Este calor representa
uma parcela muitas vezes importante da carga térmica de resfriamento de um sistema de ar
condicionado.
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

1.2 –Parâmetros Básicos em Condicionamento de Ar
Um sistema de ar condicionado deve controlar diretamente quatro parâmetros ambientais:

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• Temperatura do ar (bulbo seco)
• Temperatura das superfícies circundantes
• Umidade do ar

• Velocidade do ar

A temperatura do ar é facilmente medida enquanto que 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 duas temperaturas acima. 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” 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

4 4
(
Tmrt = Tg + CV1 / 2 Tg − Ta ) (1.2)

onde: Tmrt ≡ temperatura radiante média, R ou K

Tg ≡ temperatura do globo, R ou K

Ta ≡ 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) e 0,247 x 109 (SI)

Pode-se definir ainda:

3


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 usuais, a temperatura operacional pode ser tomada simplesmente como:

T + Tmrt
Top = bs (1.3)
2

denominada temperatura de bulbo seco ajustada.

As restrições à utilização da aproximação acima são:

• Temperatura radiante média menor que 50 °C

• 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

* 1 clo = 0,155 m2 °C/W admitindo-se um isolamento uniforme sobre todo o corpo.

** 1 met = 58,2 W/m2, taxa metabólica de uma pessoa sedentária (sentada, em repouso) por unidade
de área superficial do corpo.

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1.3 – Diagramas de Conforto
1.3.1 – O Diagrama Bioclimático dos Irmãos Olgyay
Os irmãos Victor e Aladar Olgyay foram, segundo Izard (1983), os primeiros
cronologicamente a estudar com profundidade a noção de conforto térmico e, segundo Scarazzato
(1987), os primeiros a tentar estabelecer suas relações com os ambientes interiores das edificações,
através do chamado diagrama bioclimático, que representa uma preocupação em estabelecer
relações entre conforto fisiológico, clima e arquitetura. As pesquisas dos irmãos Olgyay resultaram
em um gráfico conhecido como Diagrama Bioclimático de Olgyay que relaciona a temperatura do ar e
a umidade relativa, criando uma zona de conforto entre estes dois parâmetros. A Figura 1.2 indica
este diagrama para pessoas que estejam realizando trabalho sedentário e vestindo um “clo” em
climas quentes. um “cIo” é equivalente a uma pessoa exercendo uma atividade sentada em edifício
de escritório e trajando paletó de lã, gravata e camisa, para o sexo masculino ou o equivalente para o
sexo feminino. Trata-se de um diagrama muito utilizado por alguns pesquisadores e algumas vezes
criticado por outros.

Figura 1.2: Diagrama bioclimático dos irmãos Olgyay.

1.3.2 – A Temperatura Efetiva de Houghton e Yaglou

O diagrama da temperatura efetiva -TE, conforme indicado na Figura 1.3, foi construído sobre
escalas de temperatura, umidade relativa e velocidade do ar, onde, pelo cruzamento destes três

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dados, obtém-se a temperatura efetiva corrigida -TEC. Ramón (1980) ressalta que este foi o primeiro
índice que considerou a umidade relativa na definição de conforto ambiental, além da temperatura do
ar. O diagrama proposto contém uma área com hachuras que indica uma zona de conforto para
pessoas em trabalho normal, leve, e vestindo um clo.

Figura 1.3: Diagrama de Temperatura Efetiva de Houghton e Yaglou.

1.3.3 – Norma ASHRAE 55
A norma ASHRAE Standard 55 define as condições para um ambiente termicamente aceitável,
mostradas esquematicamente como zonas de conforto na Figura 1.4. Os limites superiores e
inferiores foram tomados considerando-se 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*.

As coordenadas das zonas de conforto são:

Inverno: Top = 20 a 23,5 °C e 60% de umidade de relativa

Top = 20,5 a 24,5 °C e Td = 2 °C

ET* igual a 20 e 23,5 °C

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Verão: Top = 22,5 a 26 °C e 60% de umidade de relativa

Top = 23,5 a 27 °C e Td = 2 °C

ET* igual a 23 e 26 °C

Finalmente, as zonas de conforto da Figura 1.4 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.

Figura 1.4 – Faixas aceitáveis para a temperatura operacional e umidade para pessoas em roupas
típicas de verão e inverno e exercendo atividade sedentária (< 1,2 met).

1.3.4 – As Equações de Conforto de Fanger
Os estudos de Fanger na área de conforto iniciaram-se na "KSU - Kansas State University"
em 1966 e 1967 e continuaram por um período mais longo na "Technical University of Denmark". O

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objetivo principal de Fanger foi estabelecer uma condição preditiva de conforto que pudesse ser
calculada mediante sete parâmetros, sendo quatro do próprio meio ambiente e três dos usuários, a
saber:

• Temperatura de bulbo seco;
• Umidade relativa;
• Temperatura radiante média;
• Velocidade do ar;
• Taxa metabólica por atividade;
• Resistência térmica da roupa;
• Eficiência mecânica.
Eficiência mecânica no índice de Fanger é a componente da energia metabólica que não é
transformada em calor e devolvida ao ambiente, mas é transformada em trabalho. Em atividades
típicas de escritório esta componente é igual a 1 e portanto desconsiderada nas equações. Por meio
de equações, Fanger possibilitou o cálculo de determinadas variáveis como, por exemplo, a
temperatura de conforto do ar ou a temperatura radiante necessária para o conforto ou a temperatura
de conforto de um indivíduo vestindo 2,0 cIo. Uma outra possibilidade de aplicação do trabalho de
Fanger consiste na determinação do Voto Estimado Médio -VEM (do inglês PMV - Predicted Mean
Vote) ou do Percentual de Pessoas Insatisfeitas - PPI (do inglês PPD - Predicted Percentage
Dissatisfied). Neste caso, as equações de Fanger são utilizadas de forma a comparar os resultados
do VEM e PPI obtidos por elas mediante a entrada dos dados reais medidos nos estudos de caso,
com os resultados dos níveis de satisfação dos usuários obtidos por meio dos questionários. Como
forma de acelerar os cálculos e a aplicação das equações de Fanger, utilizou-se uma rotina
computacional elaborada por Vittorino e testada em inúmeras pesquisas conduzidas pelo Laboratório
de Higrotermia e Iluminação do Instituto de Pesquisas Tecnológicas do Estado de São Paulo -IPT. As
equações propostas por Fanger foram normatizadas pelas normas ISO (International Organization for
Standardization, (1984). ISO - 7730 - Moderate Thermal Environments -Determination of the PMV
and PPD indices and specification of the conditions for thermal comfort. Switzerland) e vêm sendo
aplicadas por pesquisadores de diversas instituições no Brasil e no exterior, sendo também
reconhecidas pela ASHRAE, como umas das referências de avaliação do nível de satisfação de
conforto ambiental. Os critérios adotados pela ASHRAE e pela norma ISO-7730 para os valores
aceitáveis de Fanger, são apresentados na Tabela 1.1.
Nota-se pela Tabela 1.1 que os valores da norma ISO são mais restritivos que os valores da
ASHRAE. Entretanto, as aplicações de Fanger feitas pelo IPT em edifícios dos mais variados na
cidade de São Paulo, têm demonstrado a escala de valores da ASHRAE é mais adequada para

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ambientes não climatizados enquanto que a escala da ISO é adequada para ambientes climatizados.
Fanger trabalha com uma escala de sete pontos, sendo uma situação ideal e neutra, três situações
tendendo para o quente e três situações tendendo para o frio, segundo a classificação apresentada
na Tabela 1.2

Tabela 1.1 – Variações de valores aceitáveis em Fanger.
Variações de valores aceitáveis em Fanger
Entidade VEM PPI
ISO-773O -0,5 a +0,5 ≤ 10%
ASHRAE -0,85 a +0,85 ≤ 20%

Tabela 1.2 – Escala de Fanger.
-3 = gelado
-2 = frio
-1 = ligeiramente frio
0 = neutro
+1 = ligeiramente quente
+2 = quente
+3 = muito quente

A ASHRAE aceita uma população máxima de insatisfeitos de 20% enquanto que a Norma
ISO aceita um máximo de 10% de insatisfeitos. A título de exemplo, aplicando as equações de
Fanger para uma situação bastante usual e utilizada no projeto de climatização de edifícios no Brasil,
obtêm-se os resultados apresentados na Tabela 1.3

Tabela 1.3 – Resultados da aplicação das equações de Fanger.
T (°C) 24,0
URA (%) 50,0
TR (°C) 24,5
Resistência da Vestimenta (clo) 1,0
Velocidade do Ar (m/s) 0,1
Taxa de Metabolismo (%) 70,0
Resultados para esta simulação:
VME +0,58
PPI 12,1 %

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Na análise de Fanger, um usuário nas condições de simulação possui Voto Médio Estimado
de +0,58 e sente-se entre o neutro (O) e ligeiramente quente (+1), não atendendo, portanto, a norma
ISO-7730, atendendo apenas a ASHRAE. A População Média de Insatisfeitos para as mesmas
condições é de 12,1%, não atendendo também a norma ISO-7730, atendendo somente as
recomendações da ASHRAE. Este é um dado interessante tendo em vista que a simulação
realizada, feita com base na norma internacional ISO, indica que uma parcela significativa dos
projetos de climatização para os edifícios de escritório na cidade de São Paulo não atende a esta
norma.

1.3.5 – As Zonas de Conforto de Givoni.
As pesquisas de Givoni e Berner-Nir no BRS - Building Research Station em Haifa, Israel, em
1967, resultaram na proposição de um novo índice chamado IFT - Índice de Fadiga Térmica ou
"lndex of Thermal Stress" que descreve os mecanismos de troca de calor entre o corpo e o meio. A
partir da aplicação e aferição do IFT, Givoni propôs um diagrama baseado na carta psicrométrica,
com uma zona de conforto térmico e quatro outras zonas, nas quais os níveis de conforto podem ser
atingidos mediante o fornecimento ou a retirada de calor de forma passiva ou ativa, conforme a
Figura 1.5. Os índices de conforto térmico assumem uma importância maior quando se considera
que são eles que fornecem os parâmetros para a realização de projetos de climatização. Suas
concepções foram baseadas em avaliações comportamentais e níveis de satisfação de usuários
entrevistados em diversos cantos do planeta. Na verdade, utilizam-se hoje no Brasil índices para
concepção de projetos que foram baseados em populações não adaptadas e não familiarizadas com
as condições climáticas brasileiras.

Figura 1.5: Zona de conforto de Givoni.

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1.4 –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.

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 materiais particulados poluentes.

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.

11


Grupo IV – Deficiências do Projeto Global de Condicionamento:
Agrupam-se aqui os fatores não diretamente ligados aos contaminantes ou ao equipamento
condicionador, mas que 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.

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: 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 localizadas 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 pode formar ácido sulfúrico, o 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).

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• 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
• A sua entrada em um prédio pode se dar por frestas no piso ou paredes de porões, através
do suprimento de água ou através 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 µm), 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 faz 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, a produtividade e a saúde dos

13


ocupantes, determina que serão objeto de regulamento técnico, a ser elaborado por aquele
Ministério, medidas específicas referentes a padrões de qualidade do ar em ambientes climatizados.
Estas medidas dirão 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.

Diretamente relacionados a estas medidas estão os quatro métodos básicos para a
manutenção da qualidade do ar de interiores (McQuiston e Parker, 1994):
1. Eliminação ou modificação da fonte de contaminantes – método mais eficiente para se
reduzir a concentração de contaminantes não gerados diretamente pelos ocupantes ou
pelas atividades no interior do edifício.
2. Distribuição do ar interno – remoção de contaminantes gerados por fontes localizadas antes
que se espalhem pelo ambiente climatizado.
3. Uso de ar externo – necessário para manter-se uma porcentagem mínima de oxigênio no ar
interno e ao mesmo tempo diluir-se a concentração de contaminantes.
4. Limpeza do ar – passo final de um projeto de condicionamento para se assegurar um
ambiente limpo e saudável.

Figura 1.6 - Sistema de climatização típico.

14


A utilização de ar externo tem um efeito direto sobre a carga térmica e por isto é estudada em
detalhe. Referindo-se à Figura 1.6, são definidas as seguintes vazões:
Qinsuflado: vazão de ar suprido ao ambiente climatizado que passou por processos de
condicionamento.
Qinfiltração vazão não intencional de ar externo para o interior do ambiente climatizado através de
frestas, portas e janelas.
Qretorno vazão de ar conduzido pelo sistema de condicionamento para fora do ambiente
climatizado.
Qalívio vazão de ar removida do ambiente climatizado e descarregada na atmosfera.
Qrecirculado vazão de ar removida do ambiente condicionado que se pretende reutilizar como parte
do ar insuflado (suprido). Esta vazão será diferente da vazão de retorno somente se
houver alguma exaustão ou alívio, isto é, se Qalívio for diferente de zero.
Qexfiltração vazão não intencional de ar interno para o exterior do ambiente climatizado através de
frestas, portas e janelas.
Qexaustão vazão de ar para o exterior do ambiente através de chaminés, lareiras, etc.
Qrenovação vazão de ar fresco da atmosfera externa, admitida livre de contaminantes, requerida
pelos ocupantes para compensar as vazões de exaustão, alívio e exfiltração. Sendo
também denominada de ar de renovação.

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:

Q t = Q sup rido + Q inf iltração = Q retorno + Q exfiltração + Q exaustão (1.4)

A lei da conservação da massa se aplica igualmente para qualquer contaminante entrando e
saindo do ambiente climatizado. Admitindo-se:
• Operação em regime permanente.
• Mistura completa.
• Taxa de geração do contaminante no ambiente constante.
• Concentração uniforme do contaminante no espaço climatizado e no ar que entra.
• Densidade constante.

15


Tem-se: Q t Ce + N = Q t Cs (1.5)

onde: Qt vazão total de ar entrando ou saindo do ambiente
Cs concentração média do contaminante no interior do ambiente
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, Qt, para se manter o nível de concentração deste contaminante aquém de
um valor limite. A norma ASHRAE Standard 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
ambiente climatizado e os métodos aplicáveis de condicionamento deste mesmo ar. Uma versão
simplificada desta norma é dada na Tab. 4-2 de McQuiston e Parker (1994). O Manual de Aire
Condicionado Carrier também apresenta uma tabela semelhante (Cap. 6, Tab. 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.

16


Capítulo 2– Conceitos Fundamentais

Este capítulo tem por objetivo apresentar algumas definições termodinâmicas e as
propriedades das substâncias mais usadas na análise de sistemas frigoríficos. Mostrará ainda, as
relações entre as propriedades termodinâmicas de uma substância pura, que é o caso dos fluídos
frigoríficos. Esta apresentação, contudo, não se deterá em análises termodinâmicas rigorosas, ao
contrário, fará apenas uma apresentação superficial de tais definições e das propriedades
termodinâmicas e suas inter-relações suficientes para o propósito deste estudo. Também serão
apresentados os conceitos básicos relacionados com transferência de calor.

2.2 – Definições
Propriedades termodinâmicas - São características macroscópicas de um sistema, como:
volume, massa, temperatura, pressão etc.

Estado Termodinâmico - Pode ser entendido como sendo a condição em que se encontra a
substância, sendo caracterizado pelas suas propriedades.

Processo - É uma mudança de estado de um sistema. O processo representa qualquer
mudança nas propriedades da substância. Uma descrição de um processo típico envolve a
especificação dos estados de equilíbrio inicial e final.

Ciclo - É um processo, ou mais especificamente uma série de processos, onde o estado inicial
e o estado final do sistema (substância) coincidem.

Substância Pura - É qualquer substância que tenha composição química invariável e
homogênea. Ela pode existir em mais de uma fase (sólida, líquida e gasosa), mas a sua composição
química é a mesma em qualquer das fases.

Temperatura de saturação - O termo designa a temperatura na qual se dá a vaporização de
uma substância pura a uma dada pressão. Essa pressão é chamada “pressão de saturação” para a
temperatura dada. Assim, para a água (utiliza-se a água para facilitar o entendimento da definição
dada acima) a 100 oC, a pressão de saturação é de 1,01325 bar, e para a água a 1,01325 bar de
pressão, a temperatura de saturação é de 100 oC. Para uma substância pura há uma relação
definida entre a pressão de saturação e a temperatura de saturação correspondente.

17


Líquido Saturado - Se uma substância se encontra como líquido à temperatura e pressão de
saturação, diz-se que ela está no estado de líquido saturado.

Líquido Sub-resfriado - Se a temperatura do líquido é menor que a temperatura de saturação,
para a pressão existente, o líquido é chamado de líquido sub-resfriado (significa que a temperatura é
mais baixa que a temperatura de saturação para a pressão dada), ou líquido comprimido,
(significando ser a pressão maior que a pressão de saturação para a temperatura dada).

Figura 2.1 - Estados de uma substância pura.

Título (x) - Quando uma substância se encontra parte líquida e parte vapor, na temperatura de
saturação (isto ocorre, em particular, nos sistemas de refrigeração, no condensador e no
evaporador), a relação entre a massa de vapor e a massa total, isto é, a massa de líquido mais a
massa de vapor, é chamada de título (x). Matematicamente, tem-se:

mv m
x= = v (2.1)
m l +m v m t

Vapor Saturado - Se uma substância se encontra completamente como vapor na temperatura
de saturação, é chamada de “vapor saturado”, e neste caso o título é igual a 1 ou 100%, pois a
massa total (mt) é igual à massa de vapor (mv).

18


Vapor Superaquecido - Quando o vapor está a uma temperatura maior que a temperatura de
saturação é chamado “vapor superaquecido”. A pressão e a temperatura do vapor superaquecido
são propriedades independentes, e neste caso, a temperatura pode ser aumentada para uma
pressão constante. Em verdade, as substâncias que chamamos de gases são vapores altamente
superaquecidos.
A Erro! A origem da referência não foi encontrada. retrata a terminologia que acabou de ser
definida, para os diversos estados termodinâmicos em que se pode encontrar uma substância pura.

2.3 – Propriedades Termodinâmicas de uma Substância
Uma propriedade de uma substância é qualquer característica observável dessa substância.
Um número suficiente de propriedades termodinâmicas independentes constitui uma definição
completa do estado da substância.
As propriedades termodinâmicas mais comuns são: temperatura (T), pressão (P), volume
específico (v) e massa específica (ρ). Alem destas propriedades termodinâmicas mais familiares, e
que são mensuráveis diretamente, existem outras propriedades termodinâmicas fundamentais para a
análise de transferência de calor, trabalho e energia, não mensuráveis diretamente, que são: energia
interna (u), entalpia (h) e entropia (s).

Energia Interna (u). É a energia que a matéria possui devido ao movimento e/ou forças
intermoleculares. Esta forma de energia pode ser decomposta em duas partes:

a) Energia cinética interna ⇒ relacionada à velocidade das moléculas;

b) Energia potencial interna ⇒ relacionada às forças de atração entre as moléculas.

As mudanças na velocidade das moléculas são identificadas, macroscopicamente, pela
alteração da temperatura da substância (sistema), enquanto que as variações na posição são
identificadas pela mudança de fase da substância (sólido, líquido ou vapor).

Entalpia (h). Na análise térmica de alguns processos específicos, freqüentemente são
encontradas certas combinações de propriedades termodinâmicas. Uma dessas combinações ocorre
quando se tem um processo a pressão constante, resultando a combinação u + pv. Assim é
conveniente definir uma nova propriedade termodinâmica chamada “entalpia”, a qual é representada
pela letra h. Matematicamente, tem-se:

h = u+pv (2.2)

19


Entropia (s). Esta propriedade termodinâmica representa, segundo alguns autores, uma
medida da desordem molecular da substância ou, segundo outros, a medida da probabilidade de
ocorrência de um dado estado da substância.
Cada propriedade de uma substância, em um dado estado, tem somente um valor finito. Essa
propriedade sempre tem o mesmo valor para um estado dado independentemente de como foi
atingido tal estado.

2.4 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes.
As propriedades termodinâmicas de uma substância são freqüentemente apresentadas, além
das tabelas, em diagramas que podem ter por ordenada e abscissa, temperatura e entropia, entalpia
e entropia, pressão absoluta e volume específico ou pressão absoluta e entropia.
Os diagramas tendo como ordenada pressão absoluta (P) e como abscissa a entalpia
específica (h) são bastante utilizados para apresentar as propriedades dos fluidos frigoríficos, visto
que estas coordenadas são mais adequadas à representação do ciclo termodinâmico de refrigeração
por compressão de vapor. Estes diagramas são conhecidos como diagramas de Mollier. A Figura 2.2
mostra os elementos essenciais dos diagramas pressão-entalpia, para qualquer substância pura.
Diagramas completos para leitura de dados a serem usados nas análises térmicas de sistemas
frigoríficos, são dados em anexo.

Figura 2.2 - Esquema de um diagrama de Pxh (Mollier) para um refrigerante.

Estes diagramas são úteis, tanto como meio de apresentar a relação entre as propriedades
termodinâmicas, como porque possibilitam a visualização dos processos que ocorrem em cada uma
das partes do sistema. Assim, no estudo de um ciclo de refrigeração será utilizado o diagrama de

20


Mollier para mostrar o que ocorre em cada componente do sistema de refrigeração (compressor,
condensador, dispositivo de expansão e evaporador). O ciclo completo de refrigeração por
compressão de vapor também será representado sobre o diagrama de Mollier.
No diagrama de Mollier podem se destacar três regiões características, que são:
a) A região à esquerda da linha de líquido saturado (x=0), chamada de região de líquido sub-
resfriado.
b) A região compreendida entre as linhas de líquido saturado (x=0) e vapor saturado (x=1),
chamada de região de vapor úmido ou região de líquido mais vapor.
c) A região à direita da linha de vapor saturado (x=1), chamada de região de vapor
superaquecido.
Para determinar as propriedades termodinâmicas de um estado nas condições saturadas,
basta conhecer uma propriedade e o estado estará definido. Para as regiões de líquido sub-resfriado
e vapor superaquecido é necessário conhecer duas propriedades para definir um estado
termodinâmico.

2.5 – Primeira Lei da Termodinâmica.
A primeira lei da termodinâmica também é conhecida como o “Principio de Conservação de
Energia”, o qual estabelece que a energia não pode ser criada nem destruída, mas somente
transformada, entre as várias formas de energia existentes.
Para se efetuar balanços de energia, isto é, para se aplicar a primeira lei da termodinâmica, é
necessário primeiro estabelecer o conceito de sistema termodinâmico. Assim, o sistema
termodinâmico consiste em uma quantidade de matéria (massa), ou região, para a qual a atenção
está voltada. Demarca-se um sistema termodinâmico em função daquilo que se deseja analisar, e
tudo aquilo que se situa fora do sistema termodinâmico é chamado meio ou vizinhança.

(a) (b)
Figura 2.3 – (a) Sistema Fechado e (b) Sistema aberto (volume de controle).

21


O sistema termodinâmico é delimitado através de suas fronteiras, as quais podem ser móveis,
fixas, reais ou imaginárias. O sistema pode ainda ser classificado em sistema fechado (Figura 2.3.a),
correspondendo a uma região onde não ocorre fluxo de massa através de suas fronteiras (tem
massa fixa), e sistema aberto (Figura 2.3.b), que corresponde a uma região onde ocorre fluxo de
massa através de suas fronteiras, sendo também conhecido por volume de controle.
O balanço de energia estabelece que, para um determinado intervalo de tempo, o somatório
dos fluxos de energia entrando no volume de controle, é igual ao somatório dos fluxos de energia
saindo do volume de controle mais a variação da quantidade de energia armazenada pelo mesmo,
durante o intervalo de tempo considerado. Matematicamente, tem-se:

! ! ∆E vc
∑ E ent = ∑ E sai + (2.3)
∆t

onde: Eent representa qualquer forma de energia entrando no volume de controle.
Esai representa qualquer forma de energia saindo do volume de controle.
Evc representa a quantidade total de energia armazenada no volume de controle.
∆t representa o intervalo de tempo considerado.

É importante ressaltar que, do ponto de vista termodinâmico, a energia é composta de energia
cinética (Ec), energia potencial (Ep) e energia interna (U). A energia cinética e a energia potencial são
dadas pelas equações (2.4) e (2.5), respectivamente, e, conforme mencionado anteriormente, a
energia interna está associada ao movimento e/ou forças intermoleculares da substância em análise.

V2
Ec = m (2.4)
2

Ep = m g z (2.5)

onde: m representa a massa do sistema;
V representa a velocidade do sistema.
g representa a aceleração da gravidade;
z representa a cota (elevação) com relação a um referencial adotado para o sistema.

Entre as formas de energia que podem atravessar a fronteira de um volume de controle, isto é,
!
entrar ou sair do volume de controle, estão incluídos os fluxos de calor ( Q ), os fluxos de trabalho
!
( W ) e os fluxos de energia associados à massa atravessando estas fronteiras. Uma quantidade de

22


massa em movimento possui energia cinética, energia potencial e energia cinética. Além disto, como
!
geralmente o fluxo mássico ( m ) é gerado por uma “força motriz”, há ma outra forma de energia
associada ao fluxo, a qual está relacionada com a pressão. Esta última forma de energia é chamada
de “trabalho de fluxo”, sendo dada pelo produto da pressão pelo volume específico do fluído. Assim,
após algumas simplificações, a primeira lei da termodinâmica pode ser escrita como:

 V2   V2  ∆E
∑ Q + ∑ m
! !
 2
+ g z + u + p v  = ∑ W + ∑ m

! !
 2
+ gz + u + p v  +

vc (2.6)
ent  ∆t
 sai  

Duas observações importantes podem ser efetuadas com relação à equação acima. A primeira
se refere à soma das parcelas “u + pv” que, como visto anteriormente (Eq. 2), corresponde à entalpia
da substância (h). A segunda observação está relacionada ao fato de que, para a grande maioria dos
sistemas industriais, a variação da quantidade de energia armazenada no sistema (∆Evc) é igual a
zero. Para esta condição, diz-se que o sistema opera em regime permanente, e a equação acima
pode ser escrita como:

 V2   V2 
! !
∑ Q + ∑ m h + + g z  = ∑ m h +
! + gz + ∑ W
! (2.7)
2   2 
ent   sai  

Para aplicação da primeira lei da termodinâmica, é necessário estabelecer uma convenção de
sinais para trabalho e calor. A Figura 2.4 mostra esta convenção de sinais e, como pode ser
observado, o trabalho realizado pelo sistema e o calor transferido ao sistema têm sinal positivo, ao
mesmo tempo em que o trabalho realizado sobre sistema e o calor transferido pelo sistema têm sinal
negativo. No Sistema Internacional, a unidade de fluxo de trabalho e calor é o Watt [W], a unidade da
vazão mássica é [kg/s], a unidade da entalpia é [J/kg], a de velocidade é [m/s] e a unidade da cota é
[m]. A aceleração da gravidade, que pode ser considerada constante, é igual a 9,81 m/s2.

Figura 2.4 - Convenção dos sinais para trabalho e calor.

23


Capítulo 3– Ciclos de Refrigeração por Compressão de Vapor.

Se um líquido for introduzido num vaso onde existe, inicialmente, um grau de vácuo e cujas
paredes são mantidas a temperatura constante, ele se evaporará imediatamente. No processo, o
calor latente de vaporização, ou seja, o calor necessário para a mudança do estado líquido para o
estado vapor é fornecido pelas paredes do vaso. O efeito de resfriamento resultante é o ponto de
partida do ciclo de refrigeração, que será examinado neste capítulo.
À medida que o líquido se evapora, a pressão dentro do vaso aumenta até atingir,
eventualmente, a pressão de saturação para a temperatura considerada. Depois disto nenhuma
quantidade de líquido evaporará e, naturalmente, o efeito de resfriamento cessará. Qualquer
quantidade adicional de líquido introduzido permanecerá no neste estado, isto é, como líquido no
fundo do vaso. Se for removida parte do vapor do recipiente conectando-o ao lado de sucção de uma
bomba, a pressão tenderá a cair, isto provocará uma evaporação adicional do líquido. Neste aspecto,
o processo de resfriamento pode ser considerado contínuo. E, para tal, necessita-se: de um fluido
adequado, o refrigerante; um recipiente onde a vaporização e o resfriamento sejam realizados,
chamado de evaporador; e um elemento para remoção do vapor, chamado de compressor.
O sistema apresentado até agora não é prático, pois envolve um consumo contínuo de
refrigerante. Para evitar este problema é necessário converter o processo num ciclo. Para fazer o
vapor retornar ao estado líquido, o mesmo deve ser resfriado e condensado. Usualmente, utiliza-se a
água ou o ar, como meio de resfriamento, os quais se encontram a uma temperatura,
substancialmente, mais elevada do que a temperatura reinante no evaporador. A pressão de vapor
correspondente à temperatura de condensação deve, portanto, ser bem mais elevada do que a
pressão no evaporador. O aumento desejado de pressão é promovido pelo compressor.
A liquefação do refrigerante é realizada num condensador que é, essencialmente, um
recipiente resfriado externamente pelo ar ou água. O gás refrigerante quente (superaquecido) com
alta pressão é conduzido do compressor para o condensador, onde é condensado. Resta agora
completar o ciclo, o que pode ser feito pela inclusão de uma válvula ou outro dispositivo regulador,
que será usado para injeção de líquido no evaporador. Este é um componente essencial de uma
instalação de refrigeração e é chamado de válvula de expansão.

3.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor
Um ciclo térmico real qualquer deveria ter para comparação o ciclo de CARNOT, por ser este o
ciclo de maior rendimento térmico possível. Entretanto, dado as peculiaridades do ciclo de

24


refrigeração por compressão de vapor, define-se um outro ciclo que é chamado de ciclo teórico, no
qual os processos são mais próximos aos do ciclo real e, portanto, torna-se mais fácil comparar o
ciclo real com este ciclo teórico (existem vários ciclos termodinâmicos ideais, diferentes do ciclo de
Carnot, como o ciclo ideal de Rankine, dos sistemas de potência a vapor, o ciclo padrão ar Otto, para
os motores de combustão interna a gasolina e álcool, o ciclo padrão ar Brayton, das turbinas a gás,
etc). Este ciclo teórico ideal é aquele que terá melhor performance operando nas mesmas condições
do ciclo real.

Figura 3.1 - Ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor.

A Figura 3.1 mostra um esquema básico de um sistema de refrigeração por compressão de
vapor com seus principais componentes, e o seu respectivo ciclo teórico construído sobre um
diagrama de Mollier, no plano P-h. Os equipamentos esquematizados na Figura 3.1 representam,
genericamente, qualquer dispositivo capaz de realizar os respectivos processos específicos
indicados.

25


Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico em seus respectivos
equipamentos são:

a) Processo 1→2. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e,
portanto, isentrópico, como mostra a Figura 3.1. O refrigerante entra no compressor à
pressão do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x =1). O refrigerante é então comprimido
até atingir a pressão de condensação (Pc) e, ao sair do compressor está superaquecido à
temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação TC.
b) Processo 2→3. Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de calor, do
refrigerante para o meio de resfriamento, à pressão constante. Neste processo o fluido
frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação TC e, a seguir,
condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à temperatura TC.
c) Processo 3→4. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível a
entalpia constante (processo isentálpico), desde a pressão PC e líquido saturado (x=0), até
a pressão de vaporização (Po). Observe que o processo é irreversível e, portanto, a
entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão (s4) será maior que a entropia
do refrigerante na sua entrada (s3).
d) Processo 4→1. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor a
pressão constante (Po), conseqüentemente a temperatura constante (To), desde vapor
úmido (estado 4), até atingir o estado de vapor saturado seco (x=1). Observe que o calor
transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante, mas
somente muda sua qualidade (título).

3.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor
As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo teórico estão mostradas na Figura 3.2, as
quais serão descritas a seguir. Uma das diferenças entre o ciclo real e o teórico é a queda de
pressão nas linhas de descarga, líquido e de sucção assim como no condensador e no evaporador.
Estas perda de carga ∆Pd e ∆Ps estão mostradas na Figura 3.2.

Outra diferença é o sub-refriamento do refrigerante na saída do condensador (nem todos os
sistemas são projetados com sub-refriamento), e o superaquecimento na sucção do compressor,
sendo este também um processo importante que tem a finalidade de evitar a entrada de líquido no
compressor. Outro processo importante é o processo de compressão, que no ciclo real é politrópico
(s1 ≠ s2), e no processo teórico é isentrópico.

Devido ao superaquecimento e ao processo politrópico de compressão a temperatura de
descarga do compressor (T2) pode ser muito elevada, tornando-se um problema para os óleos

26


lubrificantes usados nos compressores frigoríficos. A temperatura de descarga não deve ser superior
a 130 °C, o que, por vezes, exige o resfriamento forçado do cabeçote dos compressores,
principalmente quando são utilizados os refrigerantes R717 e R22, (com baixas temperaturas de
evaporação). Muitos outros problemas de ordem técnica, dependendo do sistema e sua aplicação,
podem introduzir diferenças significativas além das citadas até aqui. Problemas técnicos e de
operação serão abordados nos próximos capítulos.

Figura 3.2 – Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração.

3.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor
O balanço de energia do ciclo de refrigeração é feito considerando-se o sistema operando em
regime permanente nas condições de projeto, ou seja, à temperatura de condensação (TC), e
temperatura de vaporização (TO). Os sistemas reais e teóricos têm comportamentos idênticos, tendo
o ciclo real apenas um desempenho pior. A análise do ciclo teórico permitirá, de forma simplificada,
verificar quais parâmetros têm influência no desempenho do ciclo.

3.4.1 – Capacidade frigorífica
!
A capacidade frigorífica ( Q o ) , é a quantidade de calor, por unidade de tempo, retirada do meio
que se quer resfriar (produto), através do evaporador do sistema frigorífico. Este processo está
indicado na Figura 3.3. Considerando-se que o sistema opera em regime permanente e
desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, pela primeira lei da termodinâmica,
tem-se:

27


Figura 3.3 – Processo de transferência de calor no evaporador.

! !
Q o = m f (h1 − h 4 ) (3.1)

Normalmente, se conhece a capacidade frigorífica deve do sistema de refrigeração, a qual
deve ser igual à carga térmica, para operação em regime permanente. Se for estabelecido o ciclo e o
fluido frigorífico com o qual o sistema deve trabalhar, pode-se determinar o fluxo mássico que circula
através dos equipamentos, pois as entalpias h1 e h4 são conhecidas e, conseqüentemente o
compressor fica determinado.
A quantidade de calor por unidade de massa de refrigerante retirada no evaporador é
chamada de “Efeito Frigorífico” (EF), e é um dos parâmetros usados para definir o fluido frigorífico
que será utilizado em uma determinada instalação.

EF = h1 − h 4 (3.2)

Figura 3.4 – Evaporador para resfriamento de ar (câmaras frigoríficas)

3.4.2 – Potência teórica de compressão
Chama-se de potência teórica de compressão à quantidade de energia, por unidade de tempo,
que deve ser fornecida ao refrigerante, no compressor, para se obter a elevação de pressão
necessária ao do ciclo teórico. Neste ciclo o processo de compressão é adiabático reversível

28


(isentrópico), como indicado na Figura 3.5. No sistema de refrigeração real o compressor perde calor
para o meio ambiente, entretanto, este calor é pequeno quando comparado à energia necessária
para realizar o processo de compressão. Aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime
permanente, no volume de controle da figura baixo e desprezando-se a variação de energia cinética
e potencial tem-se Eq. (3.3).

! !
Wc = m f (h 2 − h1 ) (3.3)

Figura 3.5 – Processo de compressão adiabático reversível no compressor.

Figura 3.6 – Compressor Alternativo semi-hermético e compressor parafuso.

3.4.3 – Calor rejeitado no condensador
Conforme mencionado, a função do condensador é transferir calor do fluido frigorífico para o
meio de resfriamento do condensador (água ou ar). Este fluxo de calor pode ser determina através
de um balanço de energia no volume de controle da Figura 3.8. Assim, considerando o regime
permanente, tem-se:

! !
Q c = m f (h 2 − h3 ) (3.4)

29


Figura 3.7 – Condensador a ar (remoto)

Figura 3.8 – Processo de transferência de calor no condensador.

Assim, o condensador a ser especificado para o sistema de refrigeração deve ser capaz de
rejeitar a taxa de calor calculada pela Eq. (3.4), a qual depende da carga térmica do sistema e da
potência de compressão.

3.4.4 – Dispositivo de expansão
No dispositivo de expansão, que pode ser de vários tipos, o processo teórico é adiabático,
como mostra a Figura 3.9, e, neste caso, aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime
permanente, desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, tem-se:

Figura 3.9 – Processo no dispositivo de expansão.

30


Figura 3.10 – Válvula de expansão termostática.

h3 = h 4 (3.5)

3.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo
O coeficiente de performance, COP, é um parâmetro importante na análise das instalações
frigoríficas. Embora o COP do ciclo real seja sempre menor que o do ciclo teórico, para as mesmas
condições de operação, pode-se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no
desempenho do sistema. Assim, o COP é definido por:

Energia Util !
Q
COP = = o (3.6)
!
Energia Gasta Wc

Pode-se inferir da Eq. (3.6) que, para ciclo teórico, o COP é função somente das propriedades
do refrigerante, conseqüentemente, depende das temperaturas de condensação e vaporização. Para
o ciclo real, entretanto, o desempenho dependerá em muito das propriedades na sucção do
compressor, do próprio compressor e dos demais equipamentos do sistema, como será visto adiante.
Outra forma de indicar eficiência de uma máquina frigorífica é a Razão de Eficiência Energética
(EER), cujo nome se deriva do inglês “Energy Efficiency Rate”, sendo dada pela expressão abaixo:

EF  Btu / h 
EER =   (3.7)
Wc  Watts 

Uma forma bastante usual de indicar a eficiência de um equipamento frigorífico é relacionar o
seu consumo, em kW/TR, com a capacidade frigorífica, em TR, o que resulta em:

!
Wc  Watts 
kW / TR =   (3.8)
!
Q o  TR 

31


12  Watts 
kW / TR =   (3.9)
EER  TR 

3.5 Parâmetros que Influenciam o COP do Ciclo de Refrigeração
Vários parâmetros influenciam o desempenho do ciclo de refrigeração por compressão de
vapor. A seguir será analisada a influência de cada um deles separadamente.

3.5.1 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico

Para ilustrar o efeito que a temperatura de evaporação tem sobre a eficiência do ciclo será
considerado um conjunto de ciclos em que somente a temperatura de evaporação (To), é alterada.
Estes ciclos estão mostrados na Figura 3.11. Nesta análise utilizou-se R22 como refrigerante, o qual
é típico de sistemas de ar condicionado. Como pode ser observado, uma redução na temperatura de
evaporação resulta em redução do COP, isto é, o sistema se torna menos eficiente.

3.5.2 Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico
Como no caso da temperatura de vaporização, a influência da temperatura de condensação é
mostrada em um conjunto de ciclos onde apenas se altera a temperatura de condensação (Tc). Esta
análise está mostrada na Figura 3.12. Observe que uma variação de 15 oC na temperatura de
condensação, resultou em menor variação do COP, se comparado com a mesma faixa de variação
da temperatura de evaporação.

3.5.3 – Influência do sub-resfriamento do líquido no COP do ciclo teórico
De forma idêntica aos dois casos anteriores, a Figura 3.13 mostra a influência do sub-
resfriamento do líquido na saída do condensador sobre a eficiência do ciclo. Embora haja um
aumento no COP do ciclo com o aumento do sub-resfriamento, o que é ótimo para o sistema, na
prática se utiliza um sub-resfriamento para garantir que se tenha somente líquido na entrada do
dispositivo de expansão, o que mantém a capacidade frigorífica do sistema, e não com o objetivo de
se obter ganho de eficiência.

3.5.4 Influência do superaquecimento útil no COP do ciclo teórico
Quando o superaquecimento do refrigerante ocorre retirando calor do meio que se quer resfriar, chama-
se a este superaquecimento de “superaquecimento útil”. Na Figura 3.14 é mostrada a influência desse
superaquecimento na performance do ciclo de refrigeração. Como pode ser observado no último “slide” desta
figura, a variação do COP com o superaquecimento depende do refrigerante. Nos casos mostrados, para o
R717 o COP sempre diminui, para R134a o COP sempre aumenta e para o R22, o caso mais complexo, há um

32


aumento inicial e depois uma diminuição. Para outras condições do ciclo, isto é, To e Tc, poderá ocorrer
comportamento diferente do aqui mostrado. Mesmo para os casos em que o superaquecimento melhora o COP
ele diminui a capacidade frigorífica do sistema de refrigeração. Assim, só se justifica o superaquecimento do
fluido, por motivos de segurança, para evitar a entrada de líquido no compressor.

Este aspecto da influência do superaquecimento na capacidade frigorífica do sistema será estuda com
mais detalhes quando da análise operacional dos compressores alternativos e de sua eficiência volumétrica.

7.00

LEGENDA

R-717
6.00
Coeficiente de Performance, C.O.P.

R-134a
R-22

5.00

4.00

3.00

2.00

-30.00 -20.00 -10.00 0.00 10.00
Temperatura de Vaporização, To, em Celsius

Figura 3.11 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico.

33


6.0
LEGENDA

o
To = - 10 C R-717

5.0 R-134a
R-22

4.0

3.0

2.0
30.0 40.0 50.0 60.0
Temperatura de Condensação, Tc , em Celsius

Figura 3.12 - Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico.

34


4.4 Legenda
Tc = 45 o C
Coeficiente de Performance, C.O.P

R-717 To = - 10 o C
4.2 R-134a
R-22
4.0

3.8

3.6

3.4

3.2

3.0
0.0 4.0 8.0 12.0 16.0
Sub-Resfriamento, ∆Tsr , em Celsius

Figura 3.13 – Influência do sub-resfriamento no COP do ciclo teórico.

35


3.90
LEGENDA
Tc = 45 oC
To = - 10 o C R-717

R-134a
3.80 R-22

3.70

3.60

3.50
0.0 4.0 8.0 12.0 16.0 20.0
Superaquecimento Útil, ∆Tsa em Celsius
,

Figura 3.14 - Influência do superaquecimento no COP do ciclo teórico.

36


CONVERSÃO DE UNIDADES

Pressão Potência
2 4
1,0 kgf/cm 9,8067x10 Pa 1,0 Hp 641,13 kcal/h
5
1,0 bar 10 Pa 1,0 hp 745,5 W
2
1,0 kgf/cm 14,2234 Psi 1,0 kW 860,0 kcal/h
2
1,0 atm 1,0332 kgf/cm 1,0 TR 3024 kcal/h
1,0 atm 14,6959 Psi 1,0 TR 12000 BTU/h
1,0 TR 3,516 kW

Temperatura Energia
o
C K - 273,15 1,0 kcal 4,1868 kJ
o o
C ( F - 32)/1,8 1,0 kcal 3,968 Btu
o o
R F + 459,67

37


Capítulo 4 – Refrigeração Por Absorção De Vapor

Suponhamos que um líquido seja introduzido num vaso em que inicialmente havia vácuo e que
as paredes do recipiente sejam mantidas a uma temperatura constante. O líquido se evapora
imediatamente e no processo seu calor latente de vaporização é extraído dos lados do vaso. O efeito
resultante de resfriamento é o ponto de partida do ciclo de refrigeração a ser examinado.

À medida que o líquido se evapora a pressão dentro do vaso sobe até que eventualmente
atinja uma pressão de vapor de saturação para a temperatura em consideração. A partir daí, a
evaporação cessa e o efeito de resfriamento nas paredes do vaso não é mantido pela introdução
contínua do refrigerante. O último simplesmente permanece no estado líquido e se acumula no fundo
do recipiente. Para tornar o processo de resfriamento contínuo é necessário, conforme visto
anteriormente, remover o refrigerante no estado de vapor na mesma taxa pela qual ela é formada.
No ciclo de compressão de vapor esta remoção é feita conectando-se o evaporador ao lado da
sucção da bomba. Um resultado semelhante pode ser obtido conectando-se o evaporador a um outro
vaso que contém uma substância capaz de absorver o vapor. Assim, se o refrigerante fosse a água,
um material higroscópico, como o brometo de lítio, poderia ser usado no absorvedor. A substância
utilizada para absorção do vapor refrigerante é chamada de “portadora” (ou absorvedora).
Para se obterem ciclos fechados tanto para o refrigerante como para o portador o estágio
seguinte do processo deve ser a liberação do refrigerante absorvido numa pressão conveniente para
sua subseqüente liquefação num condensador. Isto é conseguido no “gerador”, onde o calor é
fornecido à solução (portadora + refrigerante) e o refrigerante é liberado como vapor.
O absorvedor e o gerador juntos substituem o compressor no ciclo de compressão de vapor.
Com relação ao refrigerante, o restante do ciclo de absorção é semelhante ao ciclo de compressão,
isto é, o vapor se liquefaz no condensador e é trazido para o evaporador através de expansão. O
líquido absorvente, ao sair do gerador naturalmente retorna ao absorvedor para outro ciclo.
Num sistema de refrigeração por absorção, requer-se resfriamento do condensador e do
absorvedor, o que pode ser feito através da água de uma torre de resfriamento.
As principais vantagens do ciclo de absorção em relação a outros sistemas de refrigeração são
que ele pode operar com energia de baixa qualidade termodinâmica em forma de calor (vapor de
exaustão, água quente a pressão elevada) e que tem poucas partes móveis. Teoricamente, apenas
uma única bomba é necessária, para transportar a solução (absorvedora + refrigerante) do
absorvedor a baixa pressão para o gerador a relativamente elevada pressão. Na prática, duas
bombas adicionais são muitas vezes usadas, uma para recircular a solução sobre as serpentinas de

38


resfriamento no absorvedor e outra para recircular o refrigerante sobre a serpentina de água gelada
no evaporador.

4.2 – Ciclo de Absorção
Os ciclos de refrigeração por absorção mais comuns utilizam os pares água-amônia
(absorvedor-refrigerante) ou brometo de lítio e água (absorvedor-refrigerante). Em termos do ciclo
mostrado na Figura 4.1, a solução de brometo de lítio e água entra no gerador, sendo aquecida, e
liberando vapor de água. O vapor de água liberado no gerador segue rumo ao condensador, onde é
condensado. Após a redução da pressão da água, esta segue para o evaporador, onde irá retirar
calor da água de processo (água gelada do sistema de condicionamento de ar). O vapor de água de
baixa pressão, formado no evaporador, é então absorvido pelo brometo de lítio, contido no
absorvedor. No ciclo, o trabalho da bomba para a circulação do fluido é muito pequeno, uma vez que
a bomba opera com líquido de baixo volume específico.

Figura 4.1 – Máquina de Refrigeração por absorção.

O maior inconveniente das máquinas de absorção é o seu consumo de energia, muito mais
elevado que o das máquinas de compressão de vapor. As máquinas de absorção podem consumir
uma quantidade de energia superior a sua produção frigorífica. Por outro lado, estas máquinas têm a
vantagem de utilizar a energia térmica (calor) em lugar de energia elétrica que é mais cara e mais
nobre.

39


Elas permitem por esta razão, uma melhor utilização das instalações de produção de calor,
ociosas. É o caso, por exemplo, das instalações de aquecimento, destinadas ao conforto humano
durante o inverno, as quais podem fornecer energia térmica a preço acessível durante o verão.

As máquinas de absorção permitem também a recuperação do calor perdido no caso de
turbinas e, outros tipos de instalações que utilizam o vapor d’água.
Atualmente em instalações importantes, está sendo utilizada para a refrigeração a combinação
de máquinas de compressão mecânica, tipo centrífugas, acionadas por turbinas a vapor, com
máquinas de absorção aquecidas pelo vapor parcialmente expandido nas turbinas, o que aumenta
grandemente o rendimento do conjunto.
Além das vantagens apontadas, as instalações de absorção se caracterizam, pela sua
simplicidade, por não apresentarem partes internas móveis (as bombas são colocadas à parte), o
que lhes garante um funcionamento silencioso e sem vibração.

Elas se adaptam bem as variações de carga (até cerca de 10% da carga máxima),
apresentando um rendimento crescente com a redução da mesma.
Sua principal desvantagem é o elevado custo inicial, variando de 550 a 900 US$/TR (GPG-256,
1999) e, conforme mencionado, o seu baixo COP, o qual segundo Wang (2000), varia de acordo com
o tipo de equipamento, como mostrado na Tabela 4.1.

Tabela 4.1 – COP de máquinas de absorção
Tipo COP
Resfriada a Ar (1 estágio) 0,48* a 0,60
Resfriada a Água (1 estágio) 0,60* a 0,70
2 Estágios 0,95* a 1,0
Queima Direta – 2 Estágios 0.95* a 1,08
* corresponde aos valor mínimo, segundo a ASHRAE/IESNA Standard 90.1-1999

40


Capítulo 5 – Estimativa de Carga Térmica Sensível e Latente

A função básica de um sistema de condicionamento de ar é manter:
• Condições de conforto para o homem;
• Condições requeridas por um produto ou processo industrial.

Para atender uma ou outra destas necessidades deve-se instalar um equipamento com
capacidade adequada. Esta capacidade é determinada pelos picos instantâneos de carga térmica.
Geralmente, é impossível medir o pico real de carga térmica em um dado recinto; por isto
normalmente estas cargas são estimadas.
Duas condições são básicas para a estimativa da carga térmica, isto é, as “condições internas”
e as “condições externas”. A norma ABNT NBR6401 apresenta indicações para estas condições para
várias localizações e tipos de ambientes.

5.2 – Características do Recinto
Antes de proceder com a estimativa da carga térmica, devem ser considerados os seguintes
aspectos físicos para o ambiente a ser condicionado:
a) Orientação da construção. Localização do recinto a ser condicionado com relação a:
• Posição geográfica – Efeitos do sol e vento;
• 'Efeitos de sombreamento de estruturas vizinhas;
• Superfícies refletoras – água areia, estacionamentos, entre outras.

b) Uso do recinto. Escritório, residencial, hospital, comercial, industrial, etc;
c) Dimensões físicas do recinto. Comprimento, largura e altura.

d) Materiais de construção. Materiais e espessuras de paredes, teto, assoalho, divisórias,
entre outros.
e) Condições exteriores. Cor exterior de paredes e telhados, forros ventilados ou não,
espaços condicionados ou não – temperaturas dos ambientes;
f) Janelas. Tamanho e localização, caixilho em madeira ou metal, tipo de vidro, tipo de
equipamento para sombreamento (toldo, cortina, etc.)
g) Portas. Localização, tipo, tamanho e freqüência de uso;
h) Elevadores e escadas. Localização e temperatura se forem ligados a ambientes não
condicionados;

i) Pessoas. Número, horas de permanência, natureza da atividade;

41


j) Iluminação. Tipo (fluorescente ou incandescente);
k) Motores. Localização e potência nominal;
l) Equipamentos eletrônicos.

5.3 – Fatores Que Influenciam na Carga Térmica do Ambiente
a) Insolação pelos vidros das janelas, insolação sobre paredes e telhados;

b) Transferência de calor devido à diferença de temperatura entre partes externas e o
ambiente a ser condicionado, através de paredes, vidros de janelas, telhado e assoalho.
c) Transferência de calor devido à diferença de temperatura entre partes internas não
condicionadas e o ambiente a ser condicionado;

d) Calor de iluminação e de equipamentos;
e) Calor de ocupantes (sensível e latente);
f) Ar de ventilação;
g) Infiltração de ar e umidade.
h) Ganho de calor em dutos.

5.3.1 – Insolação
A terra faz uma rotação em torno do seu eixo em 24 horas e completa uma revolução ao redor
do sol em aproximadamente 365,25 dias, em uma trajetória aproximadamente circular, com o sol
deslocado ligeiramente do centro do círculo. A distância média da terra ao sol é de 1,5.108 Km.
Próximo a primeiro de janeiro, a terra encontra-se mais próxima do sol, e em torno de primeiro de
julho encontra-se mais afastada em cerca de 3,3%. Tendo em vista que a intensidade da radiação
solar incidente no topo da atmosfera varia inversamente com o quadrado da distância terra-sol,
conclui-se que a terra receberá mais energia solar (radiação) em janeiro do que em julho.
O eixo de rotação da terra está inclinado de 23,5º em relação ao plano de sua órbita em torno
do sol. Esta inclinação é bastante significativa, pois juntamente com os movimentos de rotação e
translação, promovem a distribuição da radiação solar sobre a superfície da terra, variando a duração
dos dias e das noites, e mudando as estações do ano. Na Figura 5.1 apresenta-se o efeito da
inclinação da terra em várias épocas do ano. Na Figura 5.2 mostra-se a posição relativa da terra em
relação aos raios solares para o solstício de verão do hemisfério sul.

Mostra-se, esquematicamente, na Figura 5.3 um caminho aparente do sol e definem-se os
ângulos azimute φ solar e altitude solar β. O ponto P representa a posição de um observador na
superfície da terra para uma dada latitude. A Tabela 18, apresentada no anexo IV, fornece os valores

42


dos ângulos altitude solar e azimute solar para latitudes, épocas do ano e hora solar do dia
considerado.

Equinócio

Solstício
de Inverno

SOL

Solstício
de Verão

Equinócio
Figura 5.1: Movimento da terra em torno do sol.

Figura 5.2: Solstício de verão hemisfério sul.

Sol
O

β
S P N
φ

β - Altitude Solar
L φ - Azimute Solar
Figura 5.3: Ângulos de altitudes e azimute solar.

43


Exemplo 4.1. Determinar os ângulos de altitude solar e azimute solar para o dia 21 de maio às 14
horas em relação a um observador na cidade o Rio de janeiro (latitude = 22º55’S, longitude =
43º12’W)?

Solução: Consultando a Tabela 18 para 21 de maio, 2:00 PM e latitude do Rio de Janeiro de
aproximadamente 20º, tem-se β = 40º e φ = 218 º

Na Figura 5.4 apresenta-se o caminho aparente do sol para um observador localizado no
hemisfério norte, na latitude 34º, para os solstícios de verão e de inverno e os equinócios. Pode-se
observar que no solstício de verão o sol está na sua posição mais alta ao meio-dia solar, enquanto
ao meio-dia solar do solstício de inverno tem-se o menor valor do ângulo de altitude solar.

22 de Junho
12:00 h

21 de Março e
23 de Setembro
12:00 h

22 de Dezembro
12:00 h

Leste

Norte
O

Figura 5.4: Caminhos aparentes do sol.

A radiação solar que chega à superfície externa, radiação solar extraterrestre, varia ao longo
do ano devido a inclinação do eixo da terra e da variação da distância sol-terra. Na Figura 4.5
apresenta-se a relação entre a radiação solar e a constante solar, cujo valor médio Isc é de

1367 W / m2 (451Btu/h.ft2). Deve-se ressaltar que a radiação que atinge a superfície terrestre é
menor em virtude da absorção parcial da radiação por elementos existentes na atmosfera, tais como:
vapor d’água, dióxido de carbono, ozônio e poeiras. A radiação solar total (It) que atinge uma
superfície na face da terra é a soma da radiação direta ou especular (Ie) e da difusa (Id), ou seja:

I t = Ie + Id

44


1,04

Radiação Extraterrestre
1,02

Constante Solar
1,00

0,98

0,96
J F M A M J J A S O N D
Meses
Figura 5.5: Relação entre a radiação extraterrestre e a constante solar.

Freqüentemente, existe a necessidade de se determinar a sombra projetada por prédios
vizinhos, marquises e paredes. Lembrando que a sombra só reduz o ganho de radiação direta (Ie),
conclui-se que a radiação solar total incidente sobre uma fachada sujeita a sombreamento é dada
por:

I t = I e . FS + I d

onde: As
FS = 1 −
A
FS – Fator de sombreamento
As – Área sombreada e
A – Área total da fachada.

5.3.1.1 – Determinação do Fator de Sombreamento -FS
Primeiro Caso – Sombreamento Lateral
φ = azimute solar

φp = azimute da parede

γ = φ − φp

y
∴ tg γ = ⇒ y = x . tg γ
x

como A s = z.y

então A s = z.x. tg γ

45


Segundo Caso – Sombreamento Superior

A s = y . OB

OB
mas tg β = ⇒ OB = A ′ B . tg β
A′B

x x
e cos γ = ou A ′ B =
A ′B cos

tg β
log o : A s = y.x.
cos γ

5.3.2 – Insolação Através de Vidros
O ganho de calor devido à radiação solar através de vidros depende da localização na
superfície da terra (latitude), da hora do dia, da direção da fachada da janela. Quando a radiação
solar atinge a superfície do vidro, ela é parcialmente absorvida, parcialmente refletida, e parcialmente
transmitida, conforme indicada na Figura 4.6.

Radiação
incidente
Radiação
absorvida

θ

Radiação
refletida Vidro
Radiação
transmitida

Figura 5.6: Radiação solar incidente sobre uma superfície de vidro.

A quantidade de energia refletida ou transmitida através de um vidro depende do ângulo de
incidência (θ). No caso de um vidro comum e limpo, para ângulo de incidência de 30º, tem-se:

α = 0,06 τ = 0,86 ρ = 0,08

onde: α é a absortância, τ é a transmitância e ρ é a refletância.

46


It
0,04 It 0,06 It
0,02 It
30O

Vidro
0,08 It 0,86 It

Portanto a energia que entra no ambiente é aproximadamente igual a (0,86 + 0,02 ) I t ≈ 0,88 I t

A Tabela 15, apresentada em anexo, fornece os valores de 0,88 It para vidro comum de acordo
com a localização na superfície da terra (latitude), hora do dia, direção da fachada da janela. Deve-se
ter o cuidado de fazer as correções necessárias no valor lido de acordo com as indicações do pé da
tabela.

Exemplo 4.2. Determinar o pico de radiação solar para uma fachada norte com janelas de
esquadrias de alumínio, localizada no Rio de Janeiro (latitude = 22º55’S, longitude = 43º12’W)?

Solução: Pela análise da Tabela 6, conclui-se que a fachada norte (20ºS) tem o máximo de radiação
solar em junho e o valor é 404 kcal/h.m2.
Consultando a Tabela 6 para 20OS, fachada norte e mês de junho, tem-se:

I t = 404 kcal / h.m 2 e no dia 21 de junho às 12h

Correções para It:
1. O valor de It tem que ser corrigido pois a esquadria é de alumínio e não de madeira:

Fator = 1,17
2. A segunda correção seria pelo escurecimento da atmosfera devido a contaminação (Haze):

Correção nula, pois considerou-se que não há poluição.

3. A terceira correção seria pela altitude;

Correção nula, pois o Rio de Janeiro está ao nível do mar.
4. Ponto de Orvalho ( Para o Rio de Janeiro, tem-se To = 24,4ºC):
Reduzir em 5% o valor de It para cada 10ºC acima de 19,5ºC, assim:

47


4,9
Como 24,4 > 19,5 ⇒ fator = 1 − 0,05 = 0,975
10
5. Correção devido a proximidade do sol:
Não há correção, pois o mês é junho.

Logo valor de It corrigido será: It max = 1,17. 0,975. 404 = 461,1kcal / h.m 2 (dia 21 de Junho às 12h).

Para um vidro absorvedor de radiação solar e para ângulo de incidência de 30º, tem-se:

α = 0,52 τ = 0,43 ρ = 0,05

It

0,40. 0,52 It
O
30

Vidro
0,05 It 0,43 It

Portanto a energia que entra no ambiente é aproximadamente igual a (0,40.0,52 + 0,43 )It ≈ 0,64 It

Comparando o vidro comum com o vidro absorvedor conclui-se que:

Radiação através de vidro absorvedor 0,64 Iit
=ϕ= = 0,73
Radiação através de vidro comum 0,88 Iit

O fator ϕ é chamado de fator de redução do vidro e encontra-se tabelado para diversos tipos
de vidros com as mais variadas combinações de dispositivos de sombreamento na Tabela 16.

Exemplo 4.3. Determinar o pico de radiação solar para o exemplo 4.2, considerando-se a utilização
de vidro bronze absorvedor ( α = 0,52)?

Solução. A Tabela 15 indica que para a fachada norte o pico ocorre em 21 de junho ás 12h e vale

404 kcal / h.m 2 , para o caso de transmissão da radiação solar através de vidro comum. Assim além
das correções do exemplo 4.2, deve-se considerar a correção devido ao fator de redução do vidro
absorvedor.

48


Da Tabela 16 (vidro absorvedor 50%), tem-se: ϕ = 0,73

∴ It max = 404 . 0,73 . 1,17.0,939 It max = 324,0 kcal / h.m 2

Correspondendo a uma redução de 27% no ganho de calor devido à radiação solar através das
janelas da fachada norte ao meio-dia do dia 21 de junho.

De maneira geral o ganho de calor devido à radiação solar através de vidros é dado por:

It . A . ϕ

onde: It Intensidade de radiação (Tabela 15 e correções);
A Área envidraçada externa;

ϕ Fator de redução do vidro (Tabela 16)

5.4 – Armazenamento de Calor
Os processos normais de estimativa de carga térmica baseados no cálculo instantâneo de calor
recebido pelo ambiente, conduz a seleção de um equipamento com capacidade de remover calor
nesta taxa. Geralmente, o equipamento assim escolhido é capaz de manter temperaturas menores
do que as de projeto. Análise e pesquisas mostraram que uma das razões para isto é o
armazenamento de calor pela estrutura. Na Figura 4.7 mostra-se a relação entre a radiação solar
instantânea que penetra em um ambiente em função da hora e a carga térmica real para o período
de 24 h de funcionamento do equipamento.

Kcal/h
Ganho instantâneo de calor

Carga térmica real

≈ 12 h hora
Figura 5.7: Defasagem entre a radiação solar instantânea e carga térmica real

49


Na Figura 4.8 mostra-se a curva de ganho de calor instantâneo e real para lâmpada
fluorescente com o ambiente mantido a temperatura constante.

W

Ligada Desligada hora
Figura 5.8: Relação entre carga térmica instantânea e real devido às lâmpadas.

A curva mais elevada da Figura 4.9 representa o ganho instantâneo de radiação solar
enquanto as outras curvas são as cargas térmicas reais para construções leve, média e pesada,
respectivamente.

Kcal/h
Ganho instantâneo de calor

Leve

Média
Pesada

Cargas térmicas
reais

hora
Figura 5.9: Efeito do peso da construção no armazenamento de calor.

Nas Tabelas 7, 8 e 11 apresentam-se valores do fator de armazenamento de calor (a) para o
ganho de radiação solar através de vidros. Os valores das tabelas são dados em função de:
• Localização (latitude sul ou norte)
• Exposição da fachada;

50


• Hora solar;

• Tipo de construção: - Leve (150 kg / m 2 )

- Média (500 kg / m 2 )

- Pesada (750 kg / m 2 )

A Tabela 7 apresenta o fator de armazenamento (a), considerando-se que o vidro tem
sombreamento interno “internal shade”, isto é, persianas, cortinas, e 24 horas de funcionamento do
sistema de ar condicionado com temperatura constante no ambiente.
Na Tabela 8 apresenta-se o fator de armazenamento (a) para vidros sem sombreamento
externo (external shade), isto é, toldos, brises, marquises, e 24 horas de funcionamento do sistema
de ar condicionado com temperatura constante no ambiente.
Na Tabela 11 apresentam-se valores para o fator de armazenamento (a) tanto para vidros
sombreados como não sombreados, sendo que neste caso consideram-se apenas 12 horas de
funcionamento diário do sistema de ar condicionado com temperatura constante no ambiente.

Assim levando-se em conta o armazenamento de calor, conclui-se que a carga térmica real
devido ao ganho de calor através de vidros será:

Carga Térmica Sensível Real = I t A ϕ a

onde: A Área envidraçada externa;

It Intensidade de radiação (Tabela 15 e correções);

ϕ Fator de redução do vidro (Tabela 16);

a Fator de armazenamento (Tabelas 7, 8 ou 11);

Exemplo 4.4. Para uma janela de fachada nordeste localizada no hemisfério sul, determinar o fator
de armazenamento (a) nos seguinte horário (10, 11, 12, 13, 14, 15 horas), considerando que a janela
possui cortina, que a construção é leve e que o equipamento funciona 24 horas.

Solução. Recorrendo-se a Tabela 7 para latitude sul, fachada nordeste e construção leve (150
kg/m2), obtém-se:

Hora 10 11 12 13 14 15
a 0,84 0,81 0,69 0,50 0,30 0,20

51


Exemplo 4.5. Para uma janela de fachada sudoeste localizada no hemisfério sul, determinar o fator
de armazenamento (a) nos seguintes horários (10, 11, 12, 13, 14, 15 horas), considerando que a
janela não possui sombreamento interno “bare glass”, que a construção é pesada e que o
equipamento funciona 12 horas. Neste janela existe tela montada no exterior

Solução. A janela não tem sombreamento interno (bare glass) e o equipamento funciona 12 horas,
logo deve-se usar a Tabela 11.

Recorrendo a tabela 11, para latitude sul, fachada sudoeste e construção pesada (750 kg/m2),
obtém-se:

Hora 10 11 12 13 14 15
a 0,33 0,30 0,28 0,26 0,26 0,30

5.5 – Insolação nas paredes externas
A técnica para o cálculo desta componente de carga térmica é baseada no conceito de
TEMPERATURA SOL-AR. A temperatura sol-ar é a temperatura do ar exterior, que na ausência de
todas as trocas radiantes, seria capaz de fornecer um fluxo de calor ao recinto condicionado igual ao
que existiria na realidade, devido à combinação da radiação solar incidente, das trocas radiantes com
o meio ambiente, e das trocas convectivas com o ar exterior.
Na prática o cálculo é feito pela diferença de temperatura equivalente, a qual é dada na Tabela
19. Assim, tem-se:

Ganho de Calor Solar Sensível sobre Paredes = U A ∆Te

onde: U Coeficiente global de transferência de calor através da parede;

A Área da parede;

∆Te Diferença de Temperatura Equivalente (Tabelas 19 e correções). O valor de ∆Te
inclui a diferença de temperatura devido a insolação e a transmissão de calor,
simultaneamente.

∆Te é retirado da Tabela 19 em função de:

• Exposição da fachada;
• Hora solar;
• Peso da parede.

52


São apresentados abaixo alguns valores típicos de peso de paredes:
• Paredes de Tijolos Maciços

10 cm → 160 kg / m 2 (32,7lb / ft 2 ) (inclusive revestimento)

15 cm → 240 kg / m 2 ( 49 lb / ft 2 )

25 cm → 400kg / m 2 (81,5 lb / ft 2 )

• Paredes de Tijolos Furados

10 cm → 120 kg / m 2 ( 24,4lb / ft 2 ) (inclusive revestimento)

15 cm → 180 kg / m 2 (36,8 lb / ft 2 )

25 cm → 300kg / m 2 ( 61,2 lb / ft 2 )

• Paredes de concreto ou Pedra

10 cm → 245 kg / m 2 (50 lb / ft 2 ) (inclusive revestimento)

25 cm → 612kg / m 2 (125 lb / ft 2 )

5.6 – Insolação sobre Telhados
Esta parcela também é calculada com o conceito de temperatura sol-ar. Na prática o cálculo é
feito pela diferença de temperatura equivalente dada pela Tabela 20. Assim:

Ganho de Calor Solar Sensível sobre Telhados = U A ∆Te

onde: U Coeficiente global de transferência de calor através do telhado; (Ver Tabela)

A Área projetada do telhado;

∆Te Diferença de Temperatura Equivalente (Tabelas 20 e correções)

∆Te é retirado da Tabela 20 em função de:

• Condição do teto;
• Hora solar;
• Peso do teto

Como as Tabelas 19 e 20 foram elaboradas para situações específicas, seus valores devem
ser corrigidos, quando o caso em análise apresenta condições diferentes da listadas abaixo:

53


• Superfícies escuras;
• Amplitude Diária de 11 °C (Amplitude Diária de Temperatura, ou “Daily Range”, é a
diferença entre as temperaturas de bulbo seco máxima e mínima para um dia típico de
projeto (período de 24 horas)
• Diferença entre a temperatura externa e interna (Text – Tint) de 8ºC
• Latitude de 40º S, para as 15:00 horas do mês de janeiro (ou 40º N, 15:00 horas, julho).

Correções:

a) (Text – Tint) ≠ 8 °C ou Amplitude Diária ≠ 11 °C, tem-se:

(∆Te )corrigido = (∆Te ) + Correção da Tabela 20a

b) Latitudes diferentes de 40º S e/ou meses diferentes de janeiro.

O valor( ∆Te ), para qualquer parede ou telhado em qualquer latitude e mês é dado por:

(∆Te ) = (∆Te )s + b Rs
((∆Te )m − (∆Te )s )
Rm

(∆Te ) Diferença de Temperatura Equivalente para o mês, hora do dia e latitude
considerada;

(∆Te )s Diferença de Temperatura Equivalente para a mesma parede ou telhado na

sombra e hora do dia desejado, corrigido, para as condições de projeto;

(∆Te )m Diferença de Temperatura Equivalente para a parede ou telhado exposto ao

sol e hora do dia desejado, corrigido, para as condições de projeto.
Rs Radiação solar máxima através de vidros para a fachada da parede ou para a
horizontal, no caso de telhados, para o mês e latitude desejados (Tabela 6);
Rm Radiação solar máxima através de vidros para a fachada da parede ou para a
horizontal, no caso de telhados, para o mês de para janeiro, 40º S (para o
hemisfério norte devem ser utilizados os valores relativos a julho a 40ºN).
b Coeficiente que considera a coloração da parede exterior. Assim, para paredes
escuras (azul escuro, verde escuro, marrom escuro, etc...) b é igual a 1,0. Para
paredes de cor média (verde claro, azul claro, etc...) b é igual a 0,78, e para
paredes claras (creme, branco,etc) b é igual a 0,55.

54


Observação: Os valores apresentados na Tabela 19, são aproximadamente
corretos para as fachadas LESTE ou OESTE em qualquer latitude, durante o
verão.

5.7 – Transmissão de Calor devido à diferença de Temperatura
5.7.1 – Vidros Externos

Ganho de Calor Sensível = U A ( Text − Tint )

onde: U Coeficiente global de transferência de calor, tabelado tanto para verão como inverno.

A Área envidraçada;
Text Temperatura do ar exterior; e
Tint Temperatura do recinto.

5.7.2 – Vidros Internos

Ganho de Calor Sensível = U A ( Text − Tint − 3 " C)

5.7.3 – Paredes Internas

Ganho de Calor Sensível = U A ( Text − Tint − 3 " C)

onde: U Coeficiente global de transferência de calor tabelado para diversos materiais e
dimensões de parede;
A Área da parede;

5.7.4 – Tetos e Pisos

Ganho de calor sensível = U A ( Text − Tint − 3 " C)

onde: U Coeficiente global de transferência de calor tabelado para diversos materiais e
dimensões de lajes;

A Área do teto ou piso;

55


5.8 – Carga de Iluminação
5.8.1 – Lâmpadas Incandescentes

Ganho de calor Sensível = n PL 0,86 em kcal/h

onde: n número de lâmpadas;
PL Potência da lâmpada, em watts.

5.8.2 – Lâmpadas Fluorescentes
Deve-se considerar a carga das lâmpadas e dos reatores:

Ganho de calor Sensível = n (1 + r ) PL 0,86 em kcal/h


r corresponde a porcentagem de calor dissipado pelos reatores, sendo igual a:
r = 0,250 para reatores eletromagnéticos.
r = 0,075 para reatores eletrônicos.

5.9 – Carga de Ocupantes
Em função do grau de atividade e da temperatura de bulbo seco os ocupantes dissipam calor
sensível e latente. Consultar o manual da ASHRAE - Fundamental ou a norma ABNT-NBR6401, para
as indicações de calor liberado. O anexo IV também apresenta um resumo destas tabelas.

5.10 – Carga de Motores Elétricos
5.10.1 – Motor e máquina se encontram nos recintos

HP 641
Ganho de Calor Sensível = em kcal/h
η

onde: η Rendimento do motor.

HP Potência do motor, em hp.

56


5.10.2 – Apenas a máquina se encontra no recinto.

Ganho de Calor Sensível = HP 641 em kcal/h

5.10.3 – Só o motor se encontra no recinto

HP 641
Ganho de Calor Sensível = (1 − η) em kcal/h
η

5.11 – Equipamentos Eletrônicos
A potência nominal de todos os equipamentos eletrônicos existentes no ambiente, tais como,
máquinas de escrever, equipamentos de som e vídeo, computadores, impressoras, entre outros,
deverá ser considerada como carga térmica sensível para o ambiente. Sendo o ganho de calor é
dado por:

Ganho de Calor sensível = ∑ i Peq,i 0,86 em kcal/h

onde: Peq,i Potência nominal do equipamento i, em watts.

5.12 – Zoneamento
Considere que o ambiente cuja carga térmica é calculada no exemplo do anexo faça parte do
edifício indicado no desenho abaixo.

NE

Latitude 20O Sul

Sala do exemplo
em anexo

SW

Figura 5.10: Esquema de um edifício.

57


Do exemplo no anexo, sabe-se que o máximo valor de carga térmica para a fachada nordeste
(NE) ocorre no dia 21 de junho às 10 horas. Seja considerada uma sala localizada no mesmo andar
da sala do exemplo, de tal modo que as suas janelas sejam voltadas para o sudoeste (SO). Pode-se
mostrar que o pico de carga térmica para essa fachada ocorrerá no dia 22 de dezembro às 17 horas.
Foi visto que a vazão de ar necessária para manter as condições de projeto e para atender o
pico de carga térmica da fachada NE deve ser QNE às 10 horas do dia 21 de junho. Da mesma forma
pode-se obter para a fachada (SW) o valor QSO, para atender o pico de carga térmica às 17 horas do
dia 21 de dezembro.
Assim os dois ambientes podem ser atendidos por um único condicionador de ar como
indicado na Figura 5.11.
Suponha-se que no dia 22 de dezembro seja possível manter a temperatura de projeto de 24ºC
na sala da fachada sudoeste (SO). Como conseqüência pode-se esperar que a temperatura da sala
(NE) seja menor que 24ºC no mesmo dia; dependendo do valor da temperatura final de equilíbrio
para a sala (NE) e da utilização do ambiente, esta situação pode ser crítica.
Para evitar estas situações utiliza-se como solução para este problema o ZONEAMENTO. O
zoneamento consiste em estabelecer zonas de tal modo que ambientes de uma mesma zona
apresentam picos de carga térmica para a mesma época e horário do ano.
Assim percebe-se que para o edifício em questão têm-se duas zonas distintas e cada uma
deverá ser atendida por um sistema de ar condicionado independente, como indicado na Figura 5.12.

SW NE
Dutos

(cfm m)SW (cfm m)NE

Condicionador
de Ar
Figura 5.11: Ambientes atendidos por um único condicionador.

Para o projeto de um sistema de ar condicionado recomenda-se que seja feito inicialmente o
zoneamento, para depois efetuar o cálculo da carga térmica de cada ambiente (ou zona).

58


SW NE
Dutos

(cfm m)SW (cfm m)NE

Condicionador de ar Condicionador de ar
para a zona SW para a zona NE
Figura 5.12: Ambientes atendidos individualmente.

59


Capítulo 6 – Psicrometria

6.1 – Definições Fundamentais
A psicrometria é o estudo das misturas de ar e de vapor de água. Nos sistemas de ar
condicionado o ar não pode ser considerado seco, mas sim como uma mistura de ar e de vapor
d’água, resultando daí a importância da psicrometria. Em alguns processos a água é removida do ar,
enquanto em outros é adicionada.

6.1.1 – Pressão Parcial (Lei de Dalton).

A pressão total de uma mistura de gases é igual a soma das pressões parciais de cada um dos
componentes da mistura. A pressão parcial de cada componente da mistura é a pressão que ele
exerceria se ocupasse sozinho um volume igual ao da mistura, na mesma temperatura. A Lei de
Dalton pode ser melhor ilustrada pela figura abaixo, que se trata da mistura dos gases A e B, sendo
que o volume ocupado pela mistura é V e a temperatura T.

PV = nRT
PA V T para a mistura de A e B:
n = nA + nB

PB V T PA V = n A R T
para os componentes:
PB V = n B R T

P V PA V PB V
= +
Fazendo as substituições necessárias: RT RT RT
P = PA + PB

onde PA, nA, PB e nB são respectivamente as pressões parciais e o número de moles, dos gases A, B.
Quando considerado o ar úmido, isto é, a mistura de ar seco e vapor de água, tem-se que a
pressão atmosférica local (Patm), que corresponde à pressão total, é igual a soma da pressão parcial
do ar seco (Par) com a do vapor de água (Pv), como mostra e Eq. (5.1).

Patm = Par + Pv (6.1)

6.1.2 – Ar seco.
É a mistura dos gases que constituem o ar atmosférico, com exceção do vapor de água. A
tabela abaixo mostra a composição aproximada do ar seco ao nível do mar.

60


Tab. - 1: Composição do ar seco ao nível do mar.
Componente % em volume % em peso
O2 20,99 23,19
N2 78,03 75,47
Ar (argônio) 0,94 1,29
CO2 0,03 0,05
H2 0,01 0,00

6.1.3 – Ar Não Saturado e Ar Saturado.

Ar não saturado é a mistura de ar seco e vapor de água superaquecido, e ar saturado é a
mistura de ar seco e de vapor de água saturado. Mais precisamente é o vapor de água que está
saturado e não o ar.
A Figura 6.1 mostra o esquema de uma carta psicrométrica, tendo como eixo das abscissas a
temperatura e como eixo das ordenadas a umidade absoluta, que será definida no próximo item,
onde somente aparece a linha de saturação. Quando o ar está saturado, o estado do mesmo se dá
sobre a linha de saturação da carta psicrométrica, significando que uma redução de temperatura
causará uma condensação do vapor de água do ar.

Figura 6.1 - Esquema de uma carta psicrométrica para o ar saturado.

6.1.4 – Umidade Absoluta (W).
A umidade absoluta é definida como a razão entre a massa de vapor e a massa de ar seco,
como mostra a Eq. (5.2), onde mv é a massa de vapor e mar é a massa de ar seco.

mv
W= (6.2)
m ar

Nas aplicações usuais de ar condicionado, tanto o ar quanto o vapor de água podem ser
admitidos como gases perfeitos. Assim, a determinação da umidade absoluta (W), pode ser efetuada
pela substituição da equação dos gases perfeitos na Eq. (5.2).

61


Pv V R v T R ar Pv
W= = ⋅ (6.3)
Par V R ar T R v Par

onde: T é a temperatura absoluta da mistura [K];
V é um volume arbitrário para a mistura [m3];
Rar é a constante de gás do ar seco, que é igual a 287,0 [J/kg.K];
Rv é a constante de gás do vapor, que é igual a 461,5 [J/kg.K];

Substituindo os valores de Rar e Rv na equação acima, e utilizando também a Eq. (5.1) para
determinar a valor da pressão parcial do ar seco (Par), obtém-se:

Pv
W = 0,622 ⋅ (6.4)
Patm − Pv

6.1.5 – Umidade Relativa (φ).

A umidade relativa é definida como a relação ente a pressão parcial do vapor de água na
mistura e a pressão de saturação correspondente à temperatura da mistura. Esta definição de
umidade relativa é ilustrada na Figura 6.2, onde TM é a temperatura da mistura.

Pv
φ= (6.5)
Ps

Figura 6.2 -Diagrama T x s para o ar.

6.1.6 – Entalpia Específica do Ar Úmido
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. (5.6).

H = H ar + H v = m ar h ar + m v h v (6.6)

onde: har entalpia específica do ar seco [J/kg];

62


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. (5.6) pela massa de ar seco, obtém-se a entalpia específica do ar úmido (h).

mv
h = h ar + h v = h ar + W h v [J/kg ar seco] (6.7)
m ar

Tomando como referência a entalpia do ar úmido, h = 0, para a temperatura de zero grau
Celsius, tem-se:

h ar = cp, ar T
(6.8)
h v = h lv + cp, v T

Assim a equação para a entalpia do ar úmido pode ser escrita como segue:

(
h = cp, ar T + W h lv + cp, v T ) (6.9)

onde: cp, ar é o calor específico médio à pressão constante do ar seco;

c p, v 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:

c p, ar = 1,004 [kJ / kg o C ] cp, v = 1,805 [kJ / kg o C] h lv = 2502,0[kJ / kg ]

(
h = 1,004 T [ o C] + W 2502 + 1,805 T [ o C] ) [kJ/kg] (6.10)

Observação: Utilizando a temperatura em oC, pode-se obter também:

h = 0,24 T + W (595 + 0,46 T ) [kcal/kg]

63


6.1.7 – Volume Específico do Ar Úmido.
O volume específico do ar úmido (v) é definido com a razão entre o volume da mistura em m3 e
a massa de ar seco em kg, como mostra a Eq. (5.11):

V R T R ar T
v= = ar = (6.11)
m ar Par Patm − Pv

Utilizando a Eq. (5.4) para expressar a pressão parcial do vapor (Pv), obtém-se:

R ar T
v = (1 + 1,6078 W ) ⋅ (6.12)
Patm

6.1.8 – Temperatura de Bulbo Seco.
A temperatura de bulbo seco (TBS) é a temperatura indica por um termômetro comum, não
exposto à radiação.

6.1.9 – Saturação Adiabática.
A Figura 6.3 mostra um sistema termicamente isolado, onde o ar escoa sobre uma névoa de
água. Admite-se que a energia fornecida pela bomba é desprezível, e que a água evaporada no
processo é reposta por água à mesma temperatura do reservatório. A água é pulverizada de forma a
propiciar uma área de transferência de calor e massa tal que o ar deixa o sistema em equilíbrio
termodinâmico com a água.

Figura 6.3 - Saturador Adiabático.

Quando atingido o regime permanente, a temperatura da água no reservatório é denominada
de Temperatura de Bulbo Úmido Termodinâmica. A aplicação da 1a lei da termodinâmica e a
equação da continuidade, no sistema da Figura 6.3, resulta em:

64


Continuidade:

m ar,1 = m ar , 2
! ! (6.13)

m v,1 + m H 20 = m v, 2 ⇒
! ! ! W1 m ar ,1 + m H 2O = W2 m ar, 2
! ! ! (6.14)

m H 2O = m ar (W2 − W1 )
! ! (6.15)

1a Lei da Termodinâmica:

m ar,1 h1 + m H 2O h H 2O = m ar, 2 h 2
! ! ! (6.16)

m ar,1 h1 + m ar (W2 − W1 ) h H 2O = m ar , 2 h 2
! ! ! (6.17)

Da Eq. (5.7), tem-se:

cp, ar T1 + W1 h v,1 + (W2 − W1 ) h H 2O = cp, ar T2 + W2 h v, 2 (6.18)

Como o ar deixa o saturador em equilíbrio com a água, a temperatura T2 é igual à temperatura
de bulbo úmido do ar. Resolvendo a Eq. (18) para W1, tem-se:

W1 =
( )
W2 h v, 2 − h H 2O − cp, ar (T1 − TBU )
(6.19)
h v,1 − h H 2O

6.1.10 – Temperatura de Bulbo Úmido.
O saturador adiabático não é um equipamento conveniente para medidas freqüentes, sendo
possível, pare este caso a utilização de um sistema semelhante ao indicado na figura abaixo.

Figura 6.4 - Termômetros de Bulbo Úmido e Bulbo Seco.

65


Se o bulbo de um termômetro for coberto com uma mecha de algodão saturado com água, a
sua temperatura descerá, primeiro rapidamente e depois lentamente até atingir um ponto
estacionário. A leitura neste ponto é chamada de temperatura de bulbo úmido (TBU) do ar (Figura
6.4), sendo que esta temperatura é aproximadamente a que seria indicada pelo saturador adiabático.
Para se obter valores corretos para a temperatura de bulbo úmido, a velocidade do ar, que se deseja
medir a temperatura deve ser de 5 m/s, com relação ao bulbo.

6.1.11 – Temperatura de Orvalho.
A temperatura de orvalho (TO) é a temperatura na qual o vapor de água se condensa, ou
solidifica, quando resfriado a pressão e umidade absoluta constante.
O diagrama T-S da Figura 6.5 ilustra esta definição. Nesta figura, o ponto 1 representa um
estado do ar úmido tal que o vapor de água presente na mistura se encontra superaquecido. Quando
resfriado à pressão constante, o vapor passa pelo ponto 2, que corresponde ao ponto de orvalho, e
onde tem início a condensação do vapor.

Figura 6.5 - Temperatura de orvalho (To).

6.1.12 – A Carta Psicrométrica.
O uso das cartas psicrométricas permite a análise gráfica dos processos que envolvem o ar
úmido, facilitando assim a solução de muitos problemas típicos dos sistemas de condicionamento de
ar. A Figura 6.6.a apresenta a carta psicrométrica para o nível do mar e a Figura 6.6.b apresenta a
carta psicrométrica para a cidade de São Paulo. Essas cartas contêm todas as propriedades do ar
úmido discutidas anteriormente.

66


Figura 6.6.a - Carta Psicrométrica Para o Nível do Mar.

67


Figura 5.6.b – Carta Psicrométrica Para São Paulo

68


6.2 – Transformações Psicrométricas.
6.2.1 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar Úmido.
A mistura de duas correntes de ar úmido é um processo muito comum em condicionamento de
! !
ar. A Figura 6.7, mostra a mistura de m1 kg/s de ar no estado 1, com m 2 kg/s de ar no estado 2,
resultando numa mistura no estado 3. A aplicação da equação da energia e continuidade, para a
mistura, resulta em:

Energia: ! ! (
m ar, 1 h 1 + m ar, 2 h 2 = m ar ,1 + m ar ,2 h 3
! ! ) (6.20)

Continuidade: ! ! (
m ar, 1 W1 + m ar , 2 W2 = m ar,1 + m ar,2 W3
! ! ) (6.21)

Figura 6.7 - Mistura adiabática de suas correntes de ar.

Como pode ser observado, a entalpia e a umidade absoluta do ponto 3, são iguais as médias
ponderadas das entalpias e umidades absolutas das correntes que se misturam, respectivamente.
Uma maneira aproximada de determinar o ponto 3, é a utilização da media ponderada das
temperaturas de bulbo seco, sendo que o erro desta aproximação, que é da ordem de 1%, ocorre
devido à variação do calor específico do ar.

6.2.2 – Aquecimento Sensível ou Aquecimento Seco.
Quando o ar é aquecido sem a presença de água, a sua temperatura de orvalho permanece
constante. Assim, qualquer processo de aquecimento, durante o qual apenas se adiciona calor
sensível, pode ser representado na carta psicrométrica por uma linha horizontal.
O processo 1-2, da Figura 6.8 corresponde a um processo de aquecimento sensível. A
aplicação da 1a Lei da Termodinâmica, para este sistema de aquecimento, resulta em:

!
Q s + m ar,1 h ar,1 + m v,1 h v,1 = m ar, 2 h ar, 2 + m v, 2 h v, 2
! ! ! ! (6.22)

69


Figura 6.8 - Aquecimento e Resfriamento Sensível.

m v, 1 = m ar, 1 W1 
! !

mas: m ar,1 = m ar , 2 = m ar
! ! !  m v, 1 = m v, 2 = m ar W
! ! !
m v, 2 = m ar, 2 W2 
! !


!
Qs
!
m ar
( ) (
= q s = h ar,2 − h ar,1 + W h v ,2 − h v,1
! ) (6.23)

( ) (
q s = h ar,2 + W h v 2 − har ,1 + W h v,1
! ) (6.24)

Utilizando a definição de entalpia do ar úmido (Eq. 5.7), tem-se finalmente:

q s = h2 − h1
! (6.25)

Considerando ainda que ∆h ≅ cp ∆T, tem-se também:

q s = c p (T2 − T1 )
! (6.26)

q s = c p, ar (T2 − T1 ) + c p, v W (T2 − T1 )
! (6.27)

6.2.3 – Resfriamento Sensível.
Se o ar for resfriado sem haver condensação, isto é, se somente ocorrer remoção de calor
sensível do ar úmido, o processo de resfriamento também pode ser representado na carta
psicrométrica por uma linha horizontal.
O processo 2-1 da Figura 6.8 corresponde a um processo de resfriamento sensível. O calor
removido do ar pode ser calculado pelas equações apresentados no item anterior.

70


6.2.4 – Resfriamento e Desumidificação.
Um processo que envolva resfriamento e desumidificação resulta em uma redução da
temperatura de bulbo seco e da umidade absoluta do ar úmido. O equipamento mais utilizado para
realizar este processo (Figura 6.9), é a serpentina de resfriamento e desumidificação, sendo que esta
pode ser de expansão direta ou indireta (água gelada).

Figura 6.9 - Resfriamento e Desumidificação.

Para que ocorra condensação da umidade do ar, este deve ser resfriado a uma temperatura
inferior à sua temperatura de orvalho. Assim, considerando o processo de resfriamento e
desumidificação ideal, representado pelo processo 1-0-d na Figura 6.9, onde toda a massa de ar
mantém um contato direto e uniforme com a superfície da serpentina de resfriamento, só ocorrerá
condensação da umidade quando for atingido o estado indicado pelo ponto 0, isto é, quando a
temperatura média do ar for igual à temperatura de orvalho.
No entanto, em um processo real, nem toda a massa de ar mantém um contato direto e
uniforme com a superfície da serpentina. A parcela do ar que está em contato com esta superfície se
resfria primeiro e, portanto terá uma temperatura inferior à da massa de ar que não está em contato
direto com a serpentina. Assim, pode ocorrer condensação da umidade do ar mesmo que a
temperatura média de toda a massa de ar seja superior à do ponto de orvalho. Como na carta
psicrométrica representa-se a temperatura média da massa de ar, o processo real pode ser
representado pela linha 1-2 da Figura 6.9.

A aplicação da 1a Lei da Termodinâmica, para o sistema de resfriamento e desumidificação da
Figura 6.9, resulta na Eq. (5.28), onde hH2O é a entalpia da água no estado líquido à temperatura T2.

Q1− 2 = m ar (h1 − h 2 ) − m H 2 O h H 2 O
! ! ! (6.28)

Da equação da continuidade tem-se que: m H 2 O = m ar (W1 − W2 )
! ! (6.29)

71


Finalmente, em termos específicos, o calor total removido pode ser calculado por:

q1− 2 = (h1 − h 2 ) − h H 2 O (W1 − W2 )
! (6.30)

Fator de By-pass (ou Fator de Desvio): Uma forma de analisar o processo de resfriamento e
desumidificação é considerar que somente uma parcela do ar sofre resfriamento (Figura 6.10).
Sendo que esta parcela esta em contato direto e uniforme com a superfície de resfriamento e,
portanto se resfria de acordo com o processo ideal, e deixa a serpentina à temperatura Td. A outra
parcela do ar não sofre resfriamento (ar de by-pass).

Figura 6.10 - Representação esquemática do Bypass de ar.

O estado final do ar (ponto 2), é então o resultado da mistura adiabática da parcela de ar
resfriada à temperatura Td, com a parcela de ar que não foi resfriada e se encontra à temperatura T1.
Define-se então o fator de by-pass (b), como sendo:

!
m ar, bT − Td
b= = 2 (6.31)
!
m ar T1 − Td

O fator de by-pass depende das características da serpentina de resfriamento e
desumidificação e das condições de funcionamento. Podendo-se dizer que:

1. A diminuição da superfície externa de troca de calor (número de tubos e espaçamento de
aletas) provoca um aumento do fator de by-pass;
2. A diminuição da velocidade do ar provoca uma diminuição do fator de by-pass (aumenta o
tempo de contato entre o ar e as superfícies de troca térmica).

As tabelas abaixo mostram o fator de bypass para serpentinas de resfriamento e
desumidificação. A Tabela 6.1 foi obtida para tubos com diâmetro exterior de 16 mm fonte, 315 aletas
por metro linear e relação entre superfície externa e superfície interna igual a 12,3. A Tabela 6.2 é
válida para diâmetro exterior do tubo de 16 mm, 552 aletas por metro linear e relação superfície
externa/interna de 21,5.

72


Tabela 6.1 - Fatores de bypass de serpentinas de resfriamento e desumidificação (Pizzeti, 1970).
Velocidade Frontal (m/s)
Número de Filas 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 6.2 -- Fatores de bypass de serpentinas de resfriamento e desumidificação
Velocidade Frontal (m/s)
Número de Filas 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

6.2.5 – Resfriamento e Umidificação.
Se ar não saturado entra em um equipamento semelhante ao da Figura 6.3, o ar será resfriado
e umidificado. O processo, que está representado na Figura 6.11 pelo segmento de reta 1-2, ocorre
praticamente com temperatura de bulbo úmido constante. Para este processo pode-se definir a
“Eficiência de Saturação”, como sendo:

T − T2
Eficiência de Saturação = 1 (6.32)
T1 − T2′

Na pratica, se o equipamento de resfriamento e umidificação possui uma área de transferência
de calor e massa (área da superfície da água nebulizada) suficientemente grande, a eficiência de
saturação pode chegar a 92% ou mais.

73


Figura 6.11 - Resfriamento e Umidificação.

6.2.6 – Aquecimento e Umidificação.
O ar pode ser aquecido e umidificado ao mesmo tempo, 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 6.12 - Aquecimento e Umidificação.

Este processo é caracterizado por um aumento de entalpia e umidade específica do ar tratado.
Se a temperatura da água é maior que a temperatura de bulbo seco do ar na entrada do
condicionador, o ar terá sua temperatura de bulbo seco aumentada, conforme pode ser observado no
processo 1-2, da Figura 6.12.

6.2.7 – 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 6.13.

74


Figura 6.13- Desumidificação Química.

No processo real, há um aumento de entalpia e, portanto o estado final do ar corresponde ao 2’
da Figura 6.13. 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 água, e também
porque na prática os materiais utilizados nestes desumidificadores cedem ao ar uma parte do calor
absorvido durante seu processo de regeneração.

6.3 – Introdução ao Cálculo Psicrométrico
6.3.1 – Definições
De maneira geral, as instalações de ar condicionado são compostas por: equipamento que
promove o condicionamento do ar, dutos de insuflamento de ar nos recintos, dutos para retorno do ar
dos recintos; dutos de exaustão de ar; e dutos de renovação de ar. Na Figura 6.14 apresenta-se o
desenho esquemático de uma instalação de ar condicionado.

!
Ve e i !
Vi

m

Condicionador Recinto Perdas e
de Ar Exaustão

!
Vm
s' Qs Ql
!
m

Figura 6.14: Desenho esquemático da instalação de ar condicionado.

onde: e ar nas condições exteriores (ar de renovação ou ventilação);
i ar nas condições internas do ambiente;

75


m ar nas condições de mistura do ar de retorno e de ventilação;
s’ ar nas condições de insuflação após sair do condicionador;
!
Vm vazão de ar de insuflação;

!
m vazão em massa
!
Vi vazão de ar de retorno;

!
Ve vazão de ar de ventilação;

!
Q s carga térmica sensível interna do ambiente;

!
Ql carga térmica latente interna do ambiente.

Existem variantes de equipamentos que podem atender aos objetivos de condicionamento do
ar em função das necessidades do ambiente, tanto no que diz respeito a temperatura e umidade
como em termos de limpeza do ar.
Como exemplo, apresenta-se a descrição do funcionamento do condicionador do tipo “Self-
contained”. Na Figura 6.15 apresenta-se o corte de um equipamento autônomo “self-contained”
resfriado a água. O ventilador aspira o ar, que entra pela veneziana, passa pelo filtro e passa através
de uma serpentina, onde é resfriado e desumidificado. As gotículas de água condensada na
serpentina são recolhidas pela bandeja. Na parte inferior encontra-se o condensador e o compressor.

“Self Contained”

A A

Ventilador
Veneziana

Ar de
Retorno
Serpentina
(Evaporador)

Filtro
Bandeja
Condensado
Água
Quente
Ar
Exterior Água
Fria
Compressor Condensador

Figura 6.15: Condicionador Self-Contained.

76


6.3.2 – Carga Térmica
O ar fornecido ao recinto condicionado deve ter baixa entalpia e baixa umidade para
compensar as adições de calor e umidade do recinto devido às fontes internas e externas. A vazão
!
de ar de ventilação Ve é sempre conhecida e encontra-se tabelada de acordo com o uso do
ambiente e número de ocupantes do recinto (ABNT NBR6401).
A carga térmica sensível interna do ambiente inclui: calor conduzido através da estrutura,
radiação através de janelas e calor sensível liberado por fontes internas. As fontes de carga térmica
latente são as pessoas, equipamentos que liberam umidade e migração de umidade através da
estrutura (paredes permeáveis).
! !
Os valores de Q s e Ql também incluem o calor sensível e latente do ar de infiltração do
recinto, mas não inclui o calor que é adicionado ao sistema de ar condicionado pelo ar de ventilação
ou renovação.

6.3.3 – Curva de Carga do Recinto
O ar ao ser insuflado no ambiente, nas condições s’, deve ter certas propriedades que
combinadas satisfaçam as equações (5.33) e (5.34) ao mesmo tempo, isto é, o aquecimento sensível
!
do ar insuflado será igual a carga térmica sensível interna ( Q s ), enquanto que o ganho de calor
!
devido a umidade será igual a carga térmica latente interna ( Ql ).

Logo para o aquecimento sensível, tem-se:

! !
mm .( Ti − Ts' ). c p = Q s

Considerando-se o ar padrão tem-se:

1,2 Vm (Ti − Ts´ ) c p = Q s
! ! (6.33)

Para o ganho de calor devido a umidade tem-se:

! !
mm .( Wi − Ws' ) hlv = Ql

Vm ρa (Wi − Ws´ ) hlv = Ql
! ! (6.34)

Dividindo (5.33) por (5.34) obtém-se:

77


(Ti − Ts' ) !
Qs c p
= (6.35)
( Wi − Ws' ) !
Ql hlv

Esta equação representa uma reta na carta psicrométrica, que une os pontos (i) e (s’)

!
Qs c p
Ws' = Wi − ( Ti − Ts' ) (6.36)
!
Ql hlv

A equação (5.36) é a curva de carga do recinto. O coeficiente da curva de carga indica a
proporção entre a carga sensível e a latente. Uma curva muito inclinada ocorrerá quando o ambiente
tiver uma carga latente elevada.
Uma outra forma de indicar a relação entre as cargas latente e sensível é através do “fator de
calor sensível” (fcs). O fator de calor sensível é definido como:

!
Qs !
Qs
fcs = = ( 6.37)
!
Ql ! !
Q s + Ql

Valores elevados do fator de calor sensível correspondem à pequena carga latente e a curva
de carga menos inclinada. Valores típicos do fator de calor sensível variam entre 0,60 a 0,85.

Exemplo 3.1. Uma loja tem comercial tem carga térmica sensível de 150000 kJ/h e carga térmica
latente de 45000 kJ/h, devido a fontes internas e externas, não incluindo o ar de ventilação. A loja é
mantida a 24ºC e 50% de umidade relativa. Determinar:
a) O fator de calor sensível; e
b) A temperatura na interseção da reta de carga com a linha de saturação (UR=100%)
Obs: Utilizar a carta psicrométrica dada pela Figura 6.6.a.

Qs Qs 150000
Solução. fcs = = = ∴ fcs = 0,77
Ql Q s + Ql 150000 + 45000

a) Para facilitar o traçado da reta de carga basta tomarmos dois pontos. Um ponto já conhecido, ou
seja, o ponto que corresponde às condições internas (i). O outro será arbitrado de tal forma que a
equação da reta de carga seja satisfeita. Assim, para o ponto (y) a temperatura de 15ºC, calcula-se a
entalpia do ponto (y), isto é Iy :

78


!
Q s m.c p .(Ti − Ts' ) c p (Ti − Ts' ) 1,004 (24,0 − 15,0)
fcs = = = = = 0,77
Ql !
m.(Ii − Is' ) (Ii − Is' ) ( 48 − I y )

h y = 36,3 kJ / kg

logo, do diagrama psicrométrico Ts′ = 9,5 o C

Com os pontos i e y pode-se então traçar na carta psicrométrica a curva de carga para o
recinto e determinar-se a temperatura Ta’, assim tem-se:

W
Ii =48,0

Iy =36,3

i
i

100% UR
a'

T Ta’=9,5 Ty 24,0

6.3.4 – Condicionamento de Ar de Verão
Normalmente no verão Te > Ti e W e > We > Wi, considerando o sistema de ar condicionado
padrão da Figura 6.16 tem-se a evolução na carta psicrométrica dada na Figura 6.17.

!
Ve e i !
Vi

m

Condicionador Recinto Perdas e
de Ar Exaustão

!
Vm
s' Qs Ql
!
m

Figura 6.16 Sistema de ar condicionado padrão

onde: e ar nas condições exteriores (ar de renovação ou ventilação)
i ar nas condições internas do ambiente;

79


m ar nas condições de mistura do ar de retorno e de ventilação;
s’ ar nas condições de insuflação após sair do condicionador;
!
m vazão em massa

W

e
i
m

i
100% UR s'
a

T
Figura 6.17: Evolução na carta psicrométrica - Sistema de ar condicionado padrão

O ar entra na serpentina na condição m e sai na condição s’. Assim, tem-se:

m s′ evolução do ar na serpentina;

s′ i evolução do ar no interior do ambiente condicionado;

s’ condição em que o ar é insuflado (saída do condicionador);
a ponto de orvalho do aparelho (ADP)

A condição s’ poderia ser obtida pela mistura de uma quantidade de ar na condição m com
!
uma quantidade de ar na condição a. Lembrando que a vazão de ar em s’ é Vm , pode-se mostrar
que:

as'
Vm Parcela de ar que ao passar pela serpentina permaneceu na condição m
am

s' m
Vm Parcela de ar que ao passar pela serpentina permaneceu na condição a
am

Assim pode-se calcular o “Fator de bypass” ou Desvio (b), através dos segmentos de reta,
mostrados na figura acima.

80


as'
Vm
am as'
f= ⇒ f=
Vm am

Da mesma forma pode-se definir o “Fator de Contato”:

s' m
(1 − f ) =
am

Exemplo 3.2. Considere que no exemplo 3.1 a loja seja servida por uma instalação de ar
condicionado. Condições a serem mantidas na loja: 24,0ºC e 50% UR. No sistema são empregados
25% de ar, nas seguintes condições: Temperatura de Bulbo Seco = 33,0ºC e Umidade Relativa =
60%. O ar é insuflado na sala com uma temperatura 6ºC abaixo daquele que deve ser mantida na
sala. Pede-se calcular:
a) O esquema na carta psicrométrica mostrando a evolução
b) A vazão de ar insuflado;
c) As cargas térmicas (sensível e latente); e
d) O peso de água retirada pelo condicionador na desumidificação do ar.

Obs: Utilizar a carta psicrométrica dada pela Figura 6.6.a.

Solução. a)
W
60% e

i
m

i
100% UR 50%
s'

T 18OC 24 33

b) ! !
Q s = m.c p .( Ti − Ts' ) !
∴ 150000 = m.1,004.( 24,0 − 18,0) !
∴ m = 24900 kg / h

! m! 24900 ! 21465 3
ou Vm = = = 21465 m 3 / h ou ainda Vm = m / s = 6 m3 / s
ρ ar 1,16 3600

81


c) Da carta pode ser medido geometricamente o valor do segmento ie = 7,0 cm , lembrando que:

im
= 0,25 vem que im = 1,75 cm ⇒ Tm = 26,3º C
ie

Logo, os outros valores são:

hm = 56,0 kJ / kg
h s' = 40,0 kJ / kg
Wm = 11,6 g H / kg ar
2O sec o

Ws' = 8,5 g H / kg ar
2O sec o

Assim, tem-se:

! !
Q s = m.c p .( Tm − Ts' )

!
Q s = 24900 .1,004.(26,3 − 18 ) ⇒ !
Q s = 207496,7 kJ / h

! ! (11,6 − 8,5) !
Ql = m.λ.( Wm − Ws' ) = 24900 .2449,3. ⇒ Ql = 189061,5 kJ / h
1000

d) !
mH !
= m.
(Wm − Ws′ ) = 77,19 kg /h
2O 1000 H2O

82


PROBLEMAS:

1) Para o projeto de sistemas de ar acondicionado, devem ser utilizadas temperaturas de 31 e 24 °C,
para bulbo seco e bulbo úmido, respectivamente, como condições externas de verão na cidade de
São Paulo, segundo a norma NBR-6401. Determinar, para estas condições, a umidade relativa, o
conteúdo de umidade, a entalpia, o volume específico e a temperatura de orvalho do ar.

2) Ar exterior a 35 °C BS e 24 °C BU é misturado com ar de uma sala a 25 °C BS e 18 °C BU. A
mistura final consistirá em 30% de ar exterior e 70% de ar da sala. Determine as temperaturas BS e
BU, a entalpia, o volume específico e a umidade absoluta da mistura.

3) Um sistema de ar condicionado que opera na acidade de Santos – SP, está projetado para manter
o ambiente com 24 °C de temperatura de bulbo seco e 50% de umidade relativa. A vazão total de ar
insuflada no ambiente é igual a 6800 m3/h, e a taxa de renovação de ar é igual 15%. Determinar as
condições da mistura (ar externo + ar de retorno) na entrada da serpentina do condicionador de ar.
(Observação: utilizar TBS = 33 °C e TBU = 27 °C como condições externas para Santos - NBR6401).

4) Um sistema deve utilizar resistências elétricas para aquecer 4000 m3/h de ar desde a temperatura
de 10 °C (bulbo seco) e 70% de umidade relativa, até a temperatura de 25 °C (bulbo seco). Qual a
umidade relativa na saída das resistências elétricas? Qual deve ser a potência destas resistências?
(considere que o processo ocorre em São Paulo).

5) Uma vazão volumétrica de ar de 17000 m3/h a TBS = 30 °C e 50% de umidade relativa, passa por
uma serpentina de resfriamento, sendo resfriado até 14 °C (BS) e 90% de umidade relativa.
Considerando que este processo ocorre ao nível do mar, qual o calor trocado no processo?

6) Ar úmido entra em um lavador de ar (resfriador evaporativo) a 35 °C de temperatura de bulbo seco
e 10% de umidade relativa. O lavador tem uma eficiência de saturação de 85%. Determine a
temperatura de bulbo seco e a umidade relativa do ar na saída deste equipamento, considerando
que o mesmo opera ao nível do mar.

7) Uma vazão de ar úmido igual 100 kg/min a 20 °C BS e 8 °C BU, passa por um umidificador, do
qual saí com temperatura de bulbo seco igual 20,2 °C e temperatura de orvalho igual a 13 °C.
Calcula a vazão de água evaporada no umidificador. (considere que o processo ocorre na cidade de
São Paulo).

83


Capítulo 7 – Características dos Sistemas de Condicionamento de Ar

Uma instalação de ar condicionado deve ser capaz de manter ao longo de todo o ano e em
todos os ambientes condicionados, as condições de temperatura e umidade especificadas. Deve
também promover a higienização dos ambientes, mediante a introdução de uma quantidade de ar
externo adequada, a qual, juntamente com o ar de recirculação, deve ser devidamente filtrada. O
sistema de ar condicionado necessita ainda ser capaz de manter a velocidade do ar, nos ambientes
ocupados, dentro dos limites requeridos para proporcionar um máximo conforto aos seus ocupantes.
O controle da pureza e do movimento do ar normalmente não apresenta grandes dificuldades,
bastando um cálculo correto da vazão de ar, um projeto eficiente do sistema de distribuição e a
seleção adequada do sistema de filtragem.
O grande problema apresentado pelas instalações de ar condicionado para conforto, é
conseguir manter as temperaturas nos diferentes ambientes, dentro dos limites estabelecidos em
projeto, durante todo o ano. Este problema se torna ainda mais importante quando são considerados
edifícios que estão submetidos simultaneamente a cargas térmicas positivas (necessidade de
resfriamento) e negativas (necessidade de aquecimento), em diferentes zonas.
Os diferentes tipos de instalações de ar condicionado se classificam de acordo com o fluido(s)
utilizado(s) para “transportar energia”, de forma a equilibrar as cargas térmicas sensíveis e latentes
do ambiente. Assim, se distinguem as seguintes instalações:

1. Instalações Apenas Ar. Utilizam unicamente o ar, com o objetivo citado acima.

2. Instalações Ar-Água. Utilizam estes dois fluidos para atender as cargas.
3. Instalações Apenas Água. Utilizam somente a água, para equilibrar as cargas.
4. Instalações de Expansão Direta.

Os sistemas Apenas Ar e Ar-Água podem por sua vez ser subdivididos em instalações de alta e
baixa velocidade. Nas instalações de alta velocidade o ar, dentro dos dutos, se desloca a
velocidades superiores a 11 m/s, o que resulta em um menor espaço ocupado pela rede de dutos.
Nestas instalações é freqüente há necessidade de se efetuar um tratamento acústico nos dutos e
insufladores (grelhas, difusores, etc.), devido ao maior nível sonoro do ventilador e do aumento dos
ruídos no interior dos próprios dutos, o que é raro nas instalações de baixa velocidade. É importante
salientar que a adoção de alta velocidade está normalmente relacionada a problemas arquitetônicos,
estruturais ou econômicos.

84


Do ponto de vista funcional, é importante salientar que as nas edificações se distinguem, em
geral, dois tipos fundamentais de zonas: as internas e as perimetrais.

• Zonas Internas. Caracterizam-se por possuir uma carga térmica positiva e uniforme ao longo
de todo o ano. Estas zonas são normalmente condicionadas por uma instalação
independente, freqüentemente de duto único com reaquecimento ou com vazão de ar
variável. A diferença entre o ar ambiente e o ar insuflado é geralmente baixa.

• Zonas Perimetrais (ou externas). Estas zonas são caracterizadas por possuírem cargas
térmicas fortemente variáveis em função da hora e da estação do ano, podendo ser
positivas ou negativas, de acordo com as condições exteriores. Assim, as instalações
destinadas a condicionar estas zonas devem ser dotadas de grande flexibilidade.
A seguir é feito um estudo dos principais tipos de sistemas de ar condicionado, evidenciando
suas possibilidades e limitações para atender as diferentes cargas térmicas, durante todas as
estações do ano.

7.2 – Instalações Apenas Ar
7.2.1 – Instalações com um Duto e Variação da Temp. e/ou da Vazão (Zona Única).
Estas instalações se caracterizam por baixo custo inicial e manutenção centralizada,
apresentando a possibilidade de funcionar com ar exterior durante as estações intermediárias. A
regulagem da temperatura ambiente (resfriamento) pode ser efetuada por meio de um termostato de
ambiente, ou no ar de recirculação, que atua de acordo com uma das formas descritas a seguir.

7.2.1.1 – Instalações com regulagem da serpentina de resfriamento.

Ao diminuir a temperatura do ar de recirculação (ou do ambiente) o termostato (T), de duas
posições, provoca o fechamento da válvula solenóide (S). O compressor continua funcionando até
que seja desligado por ação do pressostato de baixa (P). Quando a temperatura aumenta o
termostato (T) abre a válvula solenóide (S) e põe em funcionamento o compressor.
Como variante do sistema de regulagem descrito, o termostato pode fechar a válvula solenóide
e desligar o compressor. Um travamento entre o motor do compressor e o do ventilador, não permite
que o primeiro entre em operação se o segundo já não estiver funcionando.
A umidade relativa ambiente tende a aumentar durante os períodos em que o compressor está
desligado, já que o ar externo de ventilação é introduzido no ambiente sem que seja desumidificado.

Pode-se obter o mesmo tipo de regulagem para um sistema de expansão indireta, isto é, um
sistema com serpentina de água gelada, mediante a utilização de uma válvula de 2 vias (tudo-nada)
no circuito de água gelada. Este tipo de instalação se adapta muito bem a ambientes que possuem

85


uma carga térmica fundamentalmente constante, e a ambientes em que a porcentagem de ar externo
de ventilação é baixa.

Figura 7.1. Instalação de Expansão Direta Com Regulagem Tudo-Nada.

7.2.1.2 - Instalações com by-pass da serpentina de resfriamento.

Ao diminuir a temperatura do ar de recirculação (ou do ambiente) o termostato (T), faz diminuir
a vazão de ar que atravessa a serpentina de resfriamento e aumenta a vazão de ar de by-pass. Este
termostato (T) comanda o servomotor (M), que por sua vez posiciona os dampers de forma a obter
as vazões desejadas.

Figura 7.2. Instalação de Expansão Direta Com Bypass do Ar de Recirculação.

Para evitar a formação de gelo sobre a serpentina em condições de carga mínima, existe um
interruptor de fim de curso (I), acionado pelo servomotor (M), que fecha a válvula solenóide (S),

86


quando o damper da serpentina está próximo da posição completamente fechado. O compressor é
então desligado pelo pressostato de baixa, e fica nesta condição até que o interruptor (I), abra
novamente a válvula solenóide (S).

Deve-se observar que é mais conveniente “bypassar” o ar de recirculação, em lugar do ar
exterior ou da mistura de ar exterior e ar de recirculação, pois estes últimos possuem umidade
absoluta maior. Quando é efetuado o by-pass do ar de recirculação, tem-se um controle da umidade
notavelmente melhor que a instalação do item anterior, além de uma temperatura ambiente bem
mais constante.

7.2.1.3 – Instalações com regulagem da serpentina de reaquecimento.
Ao aumentar a temperatura do ar de recirculação o termostato (T) abre a válvula solenóide (S),
e coloca o equipamento frigorífico em operação. Ao diminuir a temperatura do ar de recirculação o
termostato (T) fecha a válvula solenóide (S) e abre progressivamente a válvula modulante (V),
colocada no circuito de água da serpentina de reaquecimento. Quando a umidade relativa do ar de
recirculação aumenta, o umidistato (H) abre a válvula solenóide (S) e o equipamento frigorífico entra
em funcionamento, resfriando e desumidificando o ar. O termostato (T) regula o reaquecimento do ar,
de maneira que a temperatura no ambiente seja a requerida.

Figura 7.3. Instalação de Expansão Direta Com Reaquecimento.

A instalação descrita anteriormente permite manter no ambiente a temperatura desejada e
uma umidade relativa igual ou inferior a de projeto. Este tipo de instalação, caso seja for completado
com alguns acessórios, como, por exemplo, umidificadores, permite realizar um uma excelente
regulagem da temperatura e da umidade relativa do ambiente. No entanto, apresenta um elevado
custo inicial e de operação.

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7.2.2 – Instalações com um Duto e Variação da Temp. e/ou da Vazão (Múltiplas Zonas).

7.2.2.1 – Instalações com vazão constante e temperatura variável.
Este tipo de instalação, destinado ao condicionamento de múltiplas zonas, representa uma
evolução das instalações descritas nos itens anteriores. A vazão total de ar a ser insuflada (soma da
vazão de todas as zonas), é resfriada em um único condicionador, a uma temperatura que permita
atender as exigências do ambiente com maior carga de resfriamento. Para cada zona, a regulagem
da temperatura se realiza independentemente, através de reaquecimento até à temperatura
necessária para satisfazer a carga da zona correspondente.
Da mesma forma que a instalação com reaquecimento para zona única, este tipo de sistema
permite um bom controle da temperatura e da umidade ambiente, mas também apresenta um
elevado custo inicial e de operação.

Figura 7.4. Instalação Com Reaquecimento Para Múltiplas Zonas.

A vazão de ar de cada zona é calculada em função do máximo calor sensível da mesma, e da
diferença de temperaturas entre o ar da sala e o introduzido. A central frigorífica deverá ser
dimensionada para a carga que se obtém ao multiplicar a soma das vazões de cada uma das zonas,
pela diferença de entalpia do ar entre entrada e saída da serpentina de resfriamento.
Este sistema é indicado para condicionamento de zonas internas de edifícios, que são
caracterizadas por possuir cargas térmicas uniformes e positivas, para ambientes com baixo fator de
calor sensível e instalações que exigem controle rigoroso de temperatura.

7.2.2.2 – Instalações com temperatura constante e vazão variável.
Ao diminuir a temperatura de uma determinada zona o respectivo termostato ambiente (T1, T2,
etc.), reduz a vazão de ar introduzida na zona em questão. O termostato ambiente atua sobre um

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servomotor (M1, M2, etc.) acoplado ao seu respectivo damper. E o termostato (TS), controla o ponto
de orvalho do ar na saída da serpentina de resfriamento, atuando sobre a válvula (Ve).
O controlador de pressão estática (P), comanda um damper motorizado situado na aspiração
do ventilador, de forma a manter uma diferença de pressão estática constante entre a descarga do
ventilador e o ambiente de referência. Este controle impede que, ao fechar o damper de alguma
zona, a vazão de ar que chega às demais aumente sensivelmente, como conseqüência do aumento
de pressão estática.

Figura 7.5. Instalação Com Temperatura Constante e Vazão Variável (Múltiplas Zonas).

Este sistema é mais econômico, uma vez que a vazão de ar que chega nas diferentes zonas é
função das cargas a que elas estão submetidas. Por outro lado, seu campo de aplicação é limitado,
pois para obter bons resultados é necessário que a vazão para cada zona não seja reduzida além de
55% a 80% da vazão máxima, para evitar que se produzam grandes alterações no sistema de
distribuição de ar do ambiente. O limite inferior citado pode variar muito, influenciado pelo sistema
adotado para a distribuição do ar nas zonas.

Na Figura 7.5, é mostrada uma serpentina de aquecimento para inverno, que controla a
temperatura do ar em função da temperatura do ar externo, e também um umidificador. Deve-se
observar que durante o inverno a ação do termostato do ambiente deve ser invertida, isto é, ele deve
agir no sentido de abrir o damper quando a temperatura no respectivo ambiente diminui.

A vazão de ar, para cada zona, deve ser calculada considerando o calor sensível da mesma e
uma temperatura de insuflamento do ar igual à requerida pela maior parte das zonas consideradas,
com o respectivo fator de calor sensível.

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7.2.2.3 – Instalações com temperatura e vazão variável.
Ao diminuir a temperatura de uma determinada zona, o termostato ambiente (T1, T2, etc.) fecha
o damper correspondente reduzindo a vazão de ar insuflado na respectiva zona. O sistema opera
reduzindo a vazão até que se atinja um valor pré-determinado e, uma vez atingido este valor,
qualquer posterior redução da temperatura ambiente faz com que o termostato abra gradualmente a
válvula instalada no circuito de água, da serpentina de reaquecimento. Com relação à pressão
estática na saída do ventilador e ao controle da temperatura do ar na saída da serpentina de
resfriamento, o sistema opera da mesma forma que a instalação descrita no item anterior.

Figura 7.6. Instalação Com Variação de Vazão e Temperatura.

7.2.2.4 – Instalações com vazão variável e recirculação local.
Um condicionador de ar central fornece ar frio e desumidificado (ar primário) a um certo número
de condicionadores de zona (constituídos de um ventilador e um sistema de dampers conjugados)
que, em função das necessidades de cada zona, misturam uma vazão variável de ar primário com
uma vazão, também variável, de ar de recirculação (ar secundário). Para cada condicionador que
serve uma determinada zona, a soma das vazões de ar primário e secundário é aproximadamente
constante, portanto a distribuição de ar no ambiente é satisfatória independentemente da carga.
Cada condicionador de zona pode ainda ser dotado de uma serpentina de reaquecimento, se for
necessário, o que dá origem às instalações denominadas “Instalações com vazão variável,
recirculação local e temperatura variável”. Este tipo de instalação foi muito empregado em sistemas
de ar condicionado de edifícios de escritórios.
A distribuição de ar primário, aos condicionadores de zona, pode ser realizada à alta velocidade,
enquanto que a distribuição da mistura de ar primário e secundário aos ambientes é realizada à
baixa velocidade.

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Figura 7.7. Instalação Com Vazão Variável e Recirculação Local

7.2.2.5 Instalações Duplo Duto.

Em uma instalação do tipo duplo duto a vazão total de ar é tratada em um único condicionador
central, sendo depois distribuída, aos diferentes ambientes (zonas), por meio de dois dutos,
geralmente paralelos, um dos quais transporta ar frio e o outro ar quente. Em cada ambiente existe
um dispositivo terminal (caixa de mistura), comandado por um termostato, que faz a mistura do ar frio
com o ar quente, de forma a atender a sua carga térmica.

As instalações do tipo duplo duto, apresentadas a seguir, diferem essencialmente pela sua
capacidade de manter a umidade relativa do ambiente próxima do seu valor de projeto, quando
ocorre variação da carga sensível, e também pela sua capacidade de fornecer a vazão de ar exterior
tratado, com relação à vazão total de ar.

Figura 7.8.Instalação com somente um ventilador de insuflamento e
serpentina de desumidificação na descarga do mesmo.

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As instalações do tipo duplo duto dotadas de somente um ventilador de insuflamento e
serpentina de desumidificação localizada na descarga do mesmo (Figura 7.8) são as mais simples e
econômicas. No entanto, neste tipo de instalação ocorre a entrada de ar exterior não desumidificado
no duto de ar quente. Assim, nos ambientes em condições de carga parcial, que necessitam de uma
parcela de ar quente, ocorrerá um aumento da umidade relativa, a qual poderá atingir valores
superiores aos de projeto. Uma forma de evitar o aumento da umidade é através do reaquecimento
do ar quente, o que obviamente exigirá um aumento da proporção de ar frio na mistura.

Nos ambientes com carga nula, o termostato deverá controlar a mistura de ar frio com ar
quente de forma que a temperatura do ar insuflado seja idêntica à temperatura do ambiente. Deve-se
observar que a umidade nestes ambientes também tenderá a aumentar. E
Estas instalações podem ser empregadas com sucesso para o condicionamento de ar em
edifícios destinados a escritórios, localizados em regiões de climas moderados, e com porcentagem
de ar externo não superior a 40%.
A Figura 7.9 mostra o esquema de funcionamento do controle automático de uma instalação do
tipo duplo duto, dotada de serpentina de pré-aquecimento na tomada de mínimo ar externo, para
verão e inverno. Deve-se observar que embora o controle apresentado nesta figura seja do tipo
pneumático, o princípio de funcionamento da instalação, com outro tipo de controle, é muito
semelhante ao apresentado nesta figura.

Figura 7.9. Esquema de controle para uma instalação de do tipo duplo duto.

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Quando o ventilador entra em operação o relé E1 é acionado, liberando ar comprimido para o
sistema de controle, que abre imediatamente o damper de mínimo ar exterior (D1). Durante a
operação de verão (interruptor S1 na posição verão) o termostato T1, cujo bulbo sensível se encontra
no duto de ar frio, regula a válvula V3, instalada no circuito de água gelada, de forma que se
mantenha a temperatura desejada neste duto. O termostato sub-master T2, cujo bulbo sensível está
situado no duto de ar quente, é regulado de forma que a temperatura mínima do ar, no duto quente,
seja superior à dos ambientes, em aproximadamente 3 °C, o que geralmente não requer
reaquecimento.
Quando as cargas internas são baixas e o tempo está úmido, o umidistato de verão H1, solicita
o reaquecimento do ar no duto quente, que é controlado pela atuação do termostato T2, sobre as
válvulas V4 e V5, situadas na linha de água quente ou na de vapor.
Para o funcionamento em estações intermediárias ou de inverno, quando a refrigeração não for
necessária, o interruptor de verão S1 é colocado na posição de inverno, e o termostato T1 passa a
controlar a temperatura no duto de ar frio, pela sua atuação sobre os dampers de máximo ar externo
(D2), ar de expulsão (D3) e ar de recirculação (D4). Se existe a possibilidade do sistema operar
somente com ar externo, pode ser necessária a instalação de um ventilador de expulsão,
dimensionado para o excesso de ar introduzido.
Por razões de economia, e para que o reaquecimento seja mínimo, pode-se utilizar a
pulverização de água (da rede ou de recirculação) no duto frio, antes de se iniciar a modulação dos
dampers D2, D3 e D4, mas esta pulverização é raramente efetuada.
A temperatura no duto quente é regulada pelo termostato sub-master T2, que é compensado
pelo termostato T3. E a umidade, durante o inverno, é controlada por meio do umidistato H2 que a
aciona a válvula V2, instalada no circuito de água de pulverização.
Quando é adotado o pré-aquecimento do ar externo mínimo, o termostato T1 atua de forma a
impedir que temperatura no duto frio seja inferior a um valor mínimo estabelecido.
Na instalação mostrada na Figura 7.10, é colocada uma serpentina de desumidificação na
tomada de mínimo ar externo. A desumidificação do ar de renovação, mesmo que moderada, permite
a obtenção de umidades relativas menores, quando comparadas com as que seriam obtidas com a
instalação da Figura 7.8. A instalação da Figura 7.11, que é dotada de dois ventiladores e uma
serpentina de desumidificação na descarga de um deles, permite realizar um controle seguro da
umidade relativa dos ambientes no verão, quando menos da metade do ar total passa pelo duto de ar
quente. Deve-se observar que os ambientes que utilizam uma elevada quantidade de ar do duto
quente são ventilados somente de maneira indireta, pelo ar de recirculação. Durante o inverno,
quando for necessário somente aquecimento, um dos ventiladores pode ser desligado.

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Figura 7.10. Instalação com somente um ventilador de insuflamento e serpentina
de desumidificação na descarga do mesmo e na tomada de ar externo.

Figura 7.11. Instalação com dois ventiladores e uma serpentina de
desumidificação na descarga de um deles.

A última configuração considerada para instalações do tipo duplo duto é a apresentada na
Figura 7.12. Como pode ser observado, está instalação é dotada de somente um ventilador e a
serpentina de desumidificação está colocada na sucção do mesmo. Obtém-se, com esta
configuração, um controle muito bom da umidade relativa, já que a vazão total de ar é
desumidificada, e a parcela transportada pelo duto quente é posteriormente reaquecida. Na prática,
se trata de uma instalação do tipo ar primário, em que as funções de controle da carga latente e da
carga sensível estão separadas. A necessidade de se realizar o reaquecimento do ar do duto quente,
faz com que o custo de operação desta instalação seja relativamente elevado.

De uma forma geral, as instalações do tipo duplo duto permitem resfriar e aquecer
simultaneamente as diferentes zonas servidas pelo sistema, não sendo necessária nenhuma
alteração dos controles para passar da operação no verão para a operação no inverno.

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Figura 7.12. Instalação com somente um ventilador e serpentina de
desumidificação na sucção do mesmo.

As instalações de duplo duto são indicadas para zonas interiores que possuem carga térmica
fundamentalmente constante e positiva, pois neste caso o ar do duto quente pode ser somente o de
recirculação, não sendo necessário reaquecê-lo.
As principais desvantagens destas instalações são: necessidade de grande espaço para
instalar dois dutos paralelos e o custo de operação relativamente elevado.
A vazão de ar a ser insuflada em cada um dos ambientes é o maior valor obtido entre as
exigências de refrigeração (verão), aquecimento (inverno) ou de ventilação. Deve-se observar que
uma vez calculada a vazão para uma zona, ela permanece constante, independentemente das
condições de operação, podendo ser somente ar frio, somente ar quente ou uma mistura de ambos.
A vazão de ar total da instalação é a soma das vazões máximas de cada uma das zonas.
As instalações do tipo duplo duto descritas até aqui, que são as mais utilizadas, operam
sempre com vazão constante. No entanto, podem ser encontrados sistemas que utilizam vazão de ar
variável, onde são instaladas caixas de mistura que, ao diminuir a carga sensível, reduzem a vazão
de ar frio até um mínimo estabelecido (40 ou 50% da vazão de projeto). Posteriormente, a vazão
permanece constante e tem início a mistura do ar do duto quente com o do frio, em função das
necessidades detectadas pelo termostato.

7.3 – Instalações Ar-Água.
7.3.1 – Instalações de Indução a Dois Tubos.
Neste tipo de instalação o ar primário, tratado em um condicionador central, é enviado a alta
pressão e alta velocidade até os condicionadores de indução (Figura 7.13) instalados nas zonas
condicionadas. O ar primário, ao sair a alta velocidade pelos bocais do condicionador, induz uma
certa vazão de ar ambiente (ar secundário), que atravessa uma serpentina, alimentada com água
quente ou fria, dependendo da unidade operar no inverno ou no verão. A mistura do ar primário com
o ar secundário é então insuflada no ambiente.

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Uma das funções do ar primário é a de promover a renovação do ar dos ambientes
condicionados, pois na maioria das instalações ele é composto somente de ar externo, o que
também evita a mistura de ar de uma zona com o de outra. A relação entre a vazão de ar primário e
a de ar secundário é denominada de relação de indução, e está normalmente compreendida entre
1:3 e 1:6. A relação de indução varia com o tipo de condicionador, com o número de bocais e com a
sua disposição.

Figura 7.13 – Climatizador de Indução

As configurações de indução mais difundidas apresentam dois regimes típicos de
funcionamento: um para o verão e outro para o inverno.
No verão, o ar primário, além de promover a renovação do ar e controlar a umidade relativa, é
utilizado também para neutralizar a carga térmica ambiente (positiva ou negativa) devido à
transmissão. Para a carga máxima de projeto, o ar primário, que se encontra a aproximadamente 13
°C na saída do condicionador central, é reaquecido quando a temperatura externa diminui. As outras
cargas sensíveis, todas positivas, são neutralizadas pelo ar secundário, que é resfriado no
condicionador de indução.
Durante o inverno, o ar primário, na saída do condicionador, está saturado a aproximadamente
10 °C, e é utilizado para controlar a umidade relativa do ambiente. O ar secundário é aquecido no
condicionador de indução, o que também aquece o ar primário, neutralizando a carga térmica
negativa. Neste caso, a serpentina secundária é alimentada com água quente, cuja temperatura é
função da externa.

O regime de funcionamento de inverno apresenta a possibilidade de refrigerar as zonas, com
carga positiva, somente com o ar primário, limitando a ação da serpentina secundária. Ele deve ser

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utilizado sempre que as necessidades líquidas de frio possam ser atendidas somente com o ar
primário. Quando isto não for possível deve-se passar ao funcionamento de verão, onde o ar primário
é reaquecido e as serpentinas secundárias são alimentadas com água fria.

Na Figura 7.15 é mostrado o esquema de uma instalação de indução. Para esta instalação,
durante o verão, o termostato T3 posiciona a válvula V3 de forma que a temperatura do ar na saída
da serpentina de resfriamento e desumidificação, do condicionador primário, seja constante. O
termostato sub-master T5 atua sobre a válvula V4, controlando o reaquecimento, em função da
temperatura externa.
A temperatura da água na saída da central frigorífica é mantida constante pelo termostato T8,
que controla a capacidade do chiller. A válvula de três vias V1 está posicionada de forma que a água
primária, ao sair do condicionador central, passa para o circuito secundário. A válvula V6 é mantida
fechada.

Durante o inverno o termostato T7 atua sobre a válvula V6, instalada nos aquecedores, de
forma a manter constante a temperatura da água no circuito secundário. O termostato T2 atua sobre
a válvula V2, instalada na serpentina de pré-aquecimento do condicionador central, controlando a
umidade e mantendo constante o ponto de orvalho do ar. A válvula é V1 posicionada de forma que a
água secundária passe pelo aquecedor.
O regulador de pressão P7 mantém uma diferença de temperatura constante entre os coletores
de impulsão e de retorno do circuito secundário, tanto no verão como no inverno, pela sua atuação
sobre a válvula modulante V7.

Figura 7.14. Regulagem da temperatura do ar primário
de da água secundária.

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As características mais representativas das instalações de indução são:

• Redução da vazão de ar, quando comparada com uma instalação todo-ar, sendo que a
vazão primária é, na maioria dos casos, somente ar externo;

• Evita-se a mistura de ar proveniente de diferentes zonas;

• Os indutores não possuem partes móveis, o que simplifica a sua manutenção;

• Podem ser utilizados para climatizar as zonas perimetrais de edifícios com um coeficiente de
ocupação médio, e caracterizados por possuírem cargas latentes relativamente pequenas,
com relação às sensíveis;

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Figura 7.15. Instalação de indução a dois tubos.

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7.3.2 – Instalações de Indução a Três Tubos.
Neste tipo de instalação cada condicionador de indução é alimentado por duas tubulações
(uma de água fria e outra de água quente), conectadas ao aparelho por meio de uma válvula de três
vias não misturadora, que controla seqüencialmente a vazão de água fria e a de água quente, em
função das necessidades detectadas pelos termostatos de ambiente. Uma tubulação de retorno
única conduz a água, que sai dos condicionadores de indução, até a central frigorífica ou térmica.
Portanto, ao se dispor continuamente de água quente e fria na serpentina secundária, as cargas
sensíveis do ambiente, negativas ou positivas, podem ser imediatamente satisfeitas, pela ação de
um destes fluídos.
Quando o termostato ambiente não detecta a necessidade de resfriamento ou aquecimento a
válvula é colocada na posição neutra, onde não existe fluxo através da mesma. Como conseqüência,
devem ser adotadas medidas especiais para proteção das bombas de circulação.

Neste tipo de instalação, o ar primário conserva as funções de controlar a umidade relativa do
ambiente, tanto no inverno como no verão, assim como a de ventilar as zonas condicionadas e
fornecer a potência necessária para a indução do ar secundário. No entanto, não é necessário
instalar a serpentina de reaquecimento no condicionador central, pois nas estações intermediárias
pode-se reaquecer o ar fazendo passar uma certa quantidade de água quente nos condicionadores
de indução.
A carga sobre a serpentina secundária, neste caso, é composta das parcelas referentes à
pessoas, radiação solar e iluminação, que são sempre positivas, e transmissão, que pode ser
negativa ou positiva, e como o ar exterior é resfriado no condicionador central, ele entra como uma
carga negativa.
Neste tipo de instalação ocorre uma considerável perda de energia como conseqüência da
mistura, que se realiza na tubulação de retorno comum, entre a água do circuito secundário quente e
a do circuito secundário fria.

A Figura 7.16 representa uma das muitas configurações possíveis para as instalações de
indução a três tubos com retorno comum. Como pode ser observado, nesta instalação é efetuado o
resfriamento indireto da água do circuito secundário, mediante um trocador de calor água-água (X2),
que separa o circuito primário do secundário.
A instalação da Figura 7.16 permite, em algumas situações das estações intermediárias,
obter o resfriamento da água do circuito frio através da água que sai da torre de resfriamento. Para
tal, deve-se desligar a bomba de circulação de água fria do circuito primário e a central frigorífica. As
válvulas A, B e C são então posicionadas, mediante o interruptor S1, de forma que a bomba de água
fria do circuito secundário envia água de recirculação através da válvula C, do trocador X1 e da

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válvula B, até as unidades de indução. Simultaneamente a bomba secundária de água quente envia
água de retorno, através da válvula A e do trocador X3, até os condicionadores de indução que
necessitem de água quente. Para este tipo de operação, o setpoint do termostato Tct é colocado a
uma temperatura inferior à de operação normal de verão, passando a controlar a temperatura da
água que sai da torre.

Figura 7.16. Instalação de indução a três tubos.

Durante a época de verão, a bomba primária faz circular a água através do evaporador da
unidade frigorífica, passando em seguida pela serpentina do condicionador central e pelo trocador
água-água X2. As válvulas A, B e C são posicionas de maneira que a bomba de velocidade variável,
do circuito secundário frio, envie água de recirculação através to trocador X2 e válvula B, até os

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condicionadores de indução que necessitem de água fria. A bomba de velocidade variável, do
circuito secundário quente, envia água de retorno através da válvula C, do trocador X1, da válvula A
e do trocador X3, até os indutores que necessitem de água quente. Neste caso, a água que sai do
condensador do circuito frigorífico é utilizada para aquecer a água do circuito secundário quente, no
trocador água-água X1.
Com relação à função dos outros componentes que aparecem na Figura 7.16, podem ser feitas
as seguintes observações:

7.3.3 – Instalações de Indução a Quatro Tubos.
As características de funcionamento deste tipo de instalação, no que se refere ao controle das
condições nos espaços condicionados, são idênticas as da instalação discutida no item anterior.
A principal diferença entre a instalação de indução a três tubos e a quatro tubos, reside no fato
de que, para esta última (4 tubos), a água quente e a água fria não se misturam em um circuito de
retorno comum, pois existe um circuito de retorno frio e outro quente. Desta maneira se evitam as
perdas de energia que acontecem, para algumas condições de operação, na instalação de indução a
três tubos.
A Figura 7.17 é um esquema do sistema de regulagem de um indutor, com somente uma
serpentina, empregada tanto para resfriamento quanto para aquecimento. Quando diminui a
temperatura do ambiente, a válvula modulante não misturadora V1, reduz a vazão de água fria no
condicionador, enquanto que a válvula desviadora, de duas posições V2, envia a água da saída do
condicionador de indução ao retorno frio. Se ocorrer uma diminuição adicional da temperatura
ambiente a válvula V1 fecha ou, caso a diminuição de temperatura persista, a válvula V1 começa a
dar passagem à água quente, comutando simultaneamente a válvula V2.

Figura 7.17. Instalação de indução a quatro tubos. Regulagem dos indutores.

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A Figura 7.17 é um esquema do sistema de regulagem de um indutor, com somente uma
serpentina, empregada tanto para resfriamento quanto para aquecimento. Quando diminui a
temperatura do ambiente, a válvula modulante não misturadora V1, reduz a vazão de água fria no
condicionador, enquanto que a válvula desviadora, de duas posições V2, envia a água da saída do
condicionador de indução ao retorno frio. Se ocorrer uma diminuição adicional da temperatura
ambiente a válvula V1 fecha ou, caso a diminuição de temperatura persista, a válvula V1 começa a
dar passagem à água quente, comutando simultaneamente a válvula V2.

Em muitos casos são utilizados condicionadores de indução dotados de duas serpentinas, uma
para aquecimento e outra para resfriamento. Seu controle é efetuado por válvulas separadas, isto é,
uma para cada serpentina.
Com relação ao seu circuito hidráulico, as instalações de indução a quatro são muito
semelhantes às instalações com fan-coils a quatro tubos e ar primário. Esta instalação necessita de
maior espaço e apresenta um maior custo inicial, no entanto, seu custo de operação é mais baixo
que a semelhante a três tubos.

7.3.4 – Instalações de Fan-Coils Com Ar Primário.
Os fan-coils são condicionadores de ar constituídos essencialmente de um ventilador
centrífugo, que pode ser de velocidade variável, filtros, uma serpentina e uma bandeja de
condensado. A serpentina, de acordo com o tipo e funcionamento da instalação, pode ser alimentada
com água quente ou com água fria.
Nas instalações de fan-coils com ar primário, estes condicionadores tratam unicamente o ar de
recirculação, sendo o ar externo tratado em um condicionador central, e distribuído, às zonas
condicionadas, por meio de uma rede de dutos.

Nestas instalações, a função dos fan-coils é unicamente realizar um resfriamento sensível,
sendo a carga latente controlada através do ar primário. A ausência de condensação nas serpentinas
de resfriamento melhora as condições higiênicas dos ambientes, o que torna este tipo de instalação
particularmente interessante para a utilização em hospitais, principalmente se for considerado o fato
de que não há mistura do ar de diferentes ambientes.
Para o controle da temperatura ambiente existem várias possibilidades, entre elas:

• A regulagem pode ser efetuada alterando-se manualmente a velocidade de rotação do
ventilador do fan-coil. Geralmente existem três opções de velocidade: mínima, média e
máxima.

• A regulagem pode ser feita por meio de um termostato que liga ou desliga o ventilador, em
função da temperatura do ambiente. A rotação do ventilador deve ser selecionada

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manualmente, de forma que se evite paradas freqüentes do ventilador. Neste tipo de
regulagem, quando o ventilador está parado, pode ocorrer um resfriamento excessivo da
carcaça do condicionador (fan-coil), ocorrendo condensação sobre esta. Portanto, deve ser
feito um bom isolamento do fan-coil.

• A regulagem também pode ser efetuada sobre a vazão de água que chega à serpentina do
fan-coil, mediante válvulas de 2 ou 3 vias, comandadas por um termostato de ambiente.

Estas instalações são largamente empregadas, devido principalmente aos seguintes fatores:

• Dimensões reduzidas;

• Adaptabilidade às diferentes exigências dos diferentes edifícios;

• Possibilidade de regular individualmente a temperatura ambiente;

• Não existe recirculação de ar entre diferentes ambientes;

• Possibilidade de parar uma unidade do conjunto, com a correspondente diminuição do custo
de operação;

• Possibilidade de fazer com que os fan-coils funcionem como indutores durante à noite.

7.3.4.1 – Instalação de fan-coil a dois tubos com ar primário.
Este tipo de instalação, do ponto de vista de controle das condições nos espaços
condicionados, é análoga às instalações de indução a dois tubos. O ar exterior, tratado em um
condicionador central, é distribuído aos diferentes ambientes por meio de uma rede de dutos.
Conforme mencionado, a função do ar primário é de controlar a umidade, ventilar os ambientes e
neutralizar as cargas térmicas devido à transmissão.

A diferença fundamental entre os sistemas com fan-coils e os de indução a dois tubos, reside
no fato de que para as instalações consideradas neste item os condicionadores de indução foram
substituídos por fan-coils.
A regulagem do condicionador de ar primário é essencialmente igual à efetuada nas
instalações de indução a dois tubos, tanto para inverno como para verão. A água fria, proveniente da
central frigorífica, é enviada à serpentina de resfriamento e desumidificação do condicionador
primário. A válvula de três vias V1 (comandada por um termostato cujo bulbo está instalado sobre a
água fria secundária) mistura uma certa vazão de água fria, que chega do circuito primário, com
outra certa vazão de água de recirculação, de forma que a superfície da serpentina dos fan-coils se
mantenha a uma temperatura constante e superior à do ponto de orvalho do ar. Para estas
condições a válvula do circuito de água quente está fechada.

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Figura 7.18, Instalação de fan-coil a dois tubos com ar primário.

Quando tem início a operação de inverno, a válvula V1 é posicionada de forma que não ocorra
passagem de água fria do circuito primário para o secundário. A bomba de zona recircula toda a
água através do trocador de calor (aquecedor), enquanto que a válvula V2 é comandada por um
termostato, que detecta a temperatura da água secundária na saída do aquecedor.

Uma característica destas instalações, que é típica de instalações com dois fluídos, é a
possibilidade de resfriar alguns ambientes e, simultaneamente aquecer outros. Sendo que a
regulagem da temperatura dos ambientes condicionados, pode ser efetuada por um dos métodos
descritos acima.

Uma desvantagem das instalações de fan-coils a dois tubos, com relação às de indução, se
refere à manutenção que exigem os motores de cada fan-coil.

7.3.4.2 – Instalação de fan-coil a três tubos com ar primário.
Do ponto de vista do controle das condições nos espaços condicionados, esta instalação é
análoga à instalação de indução a três tubos. Portanto, a função do ar primário é a de controlar a
umidade, ventilar os ambientes e neutralizar as cargas térmicas devido à transmissão.

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Nas instalações deste tipo, cada fan-coil está conectado ao circuito de alimentação de água fria
e de água quente, através de uma válvula de três vias não misturadora. Como no caso das
instalações de indução a três tubos, existe somente uma linha de retorno de água dos fan-coils.

Em função das necessidades detectadas pelo termostato de ambiente, os fan-coils são
alimentados por uma vazão variável de água fria ou, quando for ocaso, por uma vazão variável de
água quente. Deste modo é possível manter o ambiente dentro de uma faixa de temperaturas que vai
dos 20 aos 27 °C, independentemente do fato dos ambientes estarem à sombra ou sujeitos à
radiação solar.

Figura 7.19. Instalação de fan-coils a três tubos com ar primário.

A Figura 7.19 mostra o esquema de uma instalação de fan-coils a três tubos com ar primário. O
esquema apresentado, do ponto de vista hidráulico, é de resfriamento direto com retorno comum.
Para evitar que a vazão de água refrigerada, que passa pelo evaporador da central frigorífica, se
reduza a um valor muito baixo, com perigo de congelamento em condições de carga parcial, deve-se
utilizar um by-pass entre a impulsão e o retorno.

106


Em condições normais de funcionamento, a velocidade da bomba de água gelada secundária é
controlada por um pressostato diferencial, instalado em uma das colunas, com tomada de pressão
nas tubulações de impulsão e retorno. A função deste pressostato é de reduzir a rotação da bomba,
em condições de carga parcial, de forma que se mantenha uma diferença de pressão constante entre
as tubulações mencionadas. Isto evita que vazões excessivas de água gelada passem através dos
fan-coils que necessitem de frio.
Durante a partida da central frigorífica, um termostato de imersão, que detecta a temperatura
da água na entrada do evaporador, anula o efeito do pressostato mencionado acima, e limita a
velocidade da bomba secundária de água gelada, evitando uma sobrecarga do equipamento
frigorífico.
A rotação da bomba secundária do circuito de água quente, também é controlada por um
pressostato diferencial, instalado com tomadas de pressão na tubulação de alimentação de água
quente e de retorno, que mantém constante a diferença de pressão entre elas. Também existe um
termostato de segurança, que como proteção atua na partida da central térmica.
No que se refere ao circuito de água fria, pode-se observar que o condicionador primário
recebe água à temperatura mínima (5 a 5,5 °C), enquanto que a temperatura da água fria do circuito
secundário é regulada por um termostato que atua sobre as válvulas modulantes V1 e V3, de
maneira que se mantenha constante a temperatura da água secundária e, a um nível suficientemente
elevado, para evitar a condensação de umidade sobre as serpentinas dos fan-coils.
A temperatura da água quente deve ser suficiente para permitir o aquecimento dos ambientes
quando os fan-coils funcionem à mínima velocidade. Quando a temperatura do ar exterior aumenta, a
temperatura da água quente deve ser convenientemente reduzida.

As instalações de fan-coils a três tubos podem aproveitar a água da torre de resfriamento, ou
utilizar o ar externo, como fonte de frio durante as estações intermediárias.
Do ponto de vista funcional, esta instalação deve ser considerada quando se trate de edifícios
com grandes superfícies envidraçadas, sujeito a sombras móveis e que necessitam de aquecimento
e resfriamento.

7.3.4.3 – Instalação de fan-coil a quatro tubos com ar primário.
Com relação à instalação descrita no item anterior, a instalação de fan-coils a quatro tubos com
ar primário (Figura 7.20) se caracteriza por um maior custo inicial e um menor custo de operação e,
no que se refere à possibilidade de controlar as condições dos ambientes condicionados, está
instalação é semelhante à anterior.

107


Figura 7.20. Instalação de fan-coils a quatro tubos com ar primário.

O seu funcionamento é semelhante ao da instalação de indução a quatro tubos, substituindo-se
os condicionadores de indução por fan-coils e alimentando independentemente as zonas
condicionadas, com ar primário, por meio de uma rede de dutos separada.
Os fan-coils podem ser dotados de duas serpentinas, com válvulas de regulagem instaladas
nos circuitos de água quente e de água fria e acionadas em seqüência, ou dotados de somente uma
serpentina com válvulas de três vias não misturador na entrada da serpentina e desviadora na saída.
A água fria ao sair da central frigorífica é enviada diretamente à serpentina de desumidificação
do condicionador primário, sendo que o ar deixa este condicionador com temperatura entre os 10 e
13 °C.

A água fria do circuito secundário é obtida misturando-se água do circuito primário com água
de retorno do circuito secundário. A temperatura desta mistura é controlada por um termostato, que
comanda as válvulas V1 e V3, de forma que se evite condensação de umidade na serpentina..

108


7.4 – Instalações Apenas Água.
Estas instalações utilizam como unidades terminais, na grande maioria dos casos, fan-coils.
Para este tipo de sistema de ar condicionado, os fan-coils são responsáveis pelo controle total das
condições dos ambientes, sendo dotados de uma tomada de ar de recirculação e uma de ar externo
(20 a 25%). No entanto, para evitar correntes de ar incontroláveis dentro dos edifícios, devido ao
vento e ao efeito chaminé, deve-se limitar ao caso de edifícios relativamente baixos e protegidos do
vento.
As instalações apenas água com fan-coils apresentam as mesmas vantagens das instalações
ar-água de fan-coils com ar primário, sendo, no entanto, de custo inicial mais baixo.

Figura 7.21 – Climatizador de ar do tipo Fan-Coil.

7.4.1 – Instalação de Fan-Coils a Dois Tubos.
Este tipo de instalação, empregado para o condicionamento de zonas perimetrais, representa
certamente a configuração mais econômica e mais difundida de instalações que utilizam fan-coils.
Estes condicionadores, que possuem uma tomada de ar externo, geralmente com regulagem
manual, são alimentados com água fria no verão e água quente no inverno. A comutação do
funcionamento de verão para inverno é efetuada pelo encarregado da instalação, e pode ser feita
manual ou automaticamente.

O funcionamento desta instalação é satisfatório quando as zonas condicionadas necessitam
somente de frio ou somente de calor, e inadequado quando alguns ambientes tenham carga positiva
(necessidade de resfriamento) e outros carga negativa (necessidade de aquecimento). Este
problema é particularmente importante no caso de edifícios com grandes áreas envidraçadas, para
temperaturas relativamente baixas, com alguns locais expostos à radiação solar e outros à sombra.
Uma solução para este problema seria o zoneamento da água de alimentação dos condicionadores,
mas somente se as áreas sombreadas são fixas.

109


A Figura 7.22 representa esquematicamente uma instalação de fan-coils a dois tubos, com
regulagem da temperatura realizada mediante um termostato de duas posições, que para e coloca
em funcionamento os motores dos ventiladores. Este tipo de regulagem produz variações
significativas da temperatura, porém um bom controle de umidade, já que a temperatura da
superfície da serpentina diminui com a diminuição de carga sensível.

Figura 7.22. Instalação de fan-coils a dois tubos. Controle da
temperatura pelo acionamento dos ventiladores.

Durante o verão os fan-coils estão alimentados por água fria, sendo que a temperatura da
água, em cada zona, é mantida constante, pela ação de um termostato, cujo bulbo está instalado na
descarga da bomba de zona, e que modula a válvula três vias V3.

Durante o inverno é feita uma comutação no circuito hidráulico, que eventualmente é
automática, de modo que a água da central térmica chegue aos fan-coils. Um termostato, instalado
na impulsão das bombas de cada zona, faz com que a temperatura da água quente, de cada zona,
aumente à medida que diminui a temperatura externa, agindo sobre a válvula modulante V2. Os
termostatos de ambiente devem ser posicionados para operação em inverno, de forma que liguem o
ventilador dos fan-coils quando a temperatura diminuir.
Uma outra possibilidade para controlar a temperatura ambiente é a apresentada na Figura
7.23. Como pode ser observado, o controle é efetuado por meio de termostatos que atuam sobre as
válvulas de duas vias, controlando a vazão de água pelas serpentinas. Este tipo de controle exige a
instalação de um bypass na bomba de circulação dos circuitos de cada uma das zonas. Este bypass
na é necessário se forem utilizadas válvulas de três vias nos fan-coils.
Na instalação da Figura 7.23, quando uma zona necessita de frio, a válvula V1 (2 posições) é
posicionada de maneira que toda a água de recirculação da zona passe ao circuito primário, através
do evaporador, antes de ser enviada novamente à zona. A válvula V2 permanece fechada.

110


Quando a zona passar ao regime de aquecimento, a válvula V1 é posicionada de forma que
não passe água do circuito primário ao circuito secundário. A bomba de zona recircula toda a água
através do aquecedor, e a temperatura da água quente, enviada aos fan-coils, é controlada por meio
da válvula V2. Os termostatos de ambiente devem ser posicionados para operação em inverno, de
forma que fechem a válvula de alimentação dos fan-coils quando a temperatura do ambiente
condicionado aumentar.

Figura 7.23. Instalação de fan-coils a dois tubos. Controle da
temperatura pela variação da vazão de água.

Este tipo de regulagem resulta em um adequado controle da temperatura, porém a umidade
relativa aumenta consideravelmente, quando a carga sensível diminui.

Com relação ao funcionamento de verão, cada fan-coil deve ser dimensionado tomando-se
como base o calor sensível, o calor latente do ambiente, o calor total geral do espaço condicionado e
a vazão de ar externo introduzida. Durante o inverno, o fan-coil deverá ser capaz de compensar as
perdas térmicas e aquecer o ar externo até a temperatura ambiente. A central frigorífica deve ser
dimensionada para satisfazer o calor total máximo simultâneo do edifício a condicionar.

7.4.2 – Instalação de Fan-Coils a Três Tubos.
Este tipo de instalação permite superar as limitações próprias da instalação de fan-coil a dois
tubos, isto é, permite aquecer alguns ambientes e, simultaneamente, resfriar outros, pois cada fan-
coil pode ser alimentado, segundo as necessidades do ambiente, com água fria ou água quente.

111


O esquema apresentado na Figura 7.24 é semelhante ao apresentado para a instalação de
fan-coil a três tubos com ar primário. Sendo válidas as considerações efetuadas sobre a regulagem
das bombas de velocidade variável, mediante os pressostatos diferenciais.

No que se refere à água gelada, pode-se observar que um bypass assegura a vazão constante
de água através da central frigorífica, mesmo em condições de cargas parciais.

Figura 7.24. Instalação de fan-coil a três tubos.

Com esse tipo de instalação, melhora-se notavelmente a controle da temperatura ambiente em
estações intermediárias, com relação ás instalações de dois tubos, e sua aplicação é particularmente
interessante em edifícios com grandes áreas envidraçadas, sujeitos a sombras variáveis. Para
controle da umidade relativa e do suprimento de ar externo, persistem as limitações da instalação
discutida no item anterior. Entre suas vantagens pode-se incluir a eliminação da operação de
comutação, para passar do funcionamento de verão para inverno.

7.4.3 – Instalação de Fan-Coils a Quatro Tubos.
Esta instalação é idêntica à de três tubos, no que se refere às suas características funcionais,
com exceção de que o circuito a quatro tubos, como já foi mencionado, evita as perdas por mistura
entre água quente e água fria, no circuito de retorno comum. A Figura 7.25 representa uma esquema
simplificado de uma instalação de fan-coils a quatro tubos. Observe que os condicionadores que

112


necessitam de frio são alimentados com água mantida à temperatura constante (5 a 7 °C), para
garantir que seja efetuada uma boa desumidificação, independentemente das condições de carga.
Um pressostato diferencial, com tomadas de pressão antes e depois do evaporador, modula a
válvula situada no bypass, de forma que a vazão de água através do evaporador seja
aproximadamente constante.
Este tipo de instalação apresenta, com relação ao anterior, um menor custo de operação,
porém com um elevado custo inicial.

Figura 7.25. Instalação de fan-coils a quatro tubos.

7.5 – Instalações de Expansão Direta
O sistema de climatização mais elementar é, sem dúvida alguma, o condicionador de ar de
janela. Estes aparelhos são dotados de compressor, condensador resfriado a ar, dispositivo de
expansão, serpentina de resfriamento e desumidificação do tipo expansão direta, filtros e
ventiladores para circulação do ar condicionado e para resfriamento do condensador. Normalmente o
aquecimento é feito normalmente por meio de uma bateria de resistências elétricas, muito embora
possam existir aparelhos de janela que podem operar como bomba de calor, através da inversão do
ciclo frigorífico. São normalmente encontrados com capacidades variando entre 7500 a 30000 Btu/h.

113


Figura 7.26 – Condicionador de ar de janela.

Vantagens:
• Compactos e não requerem instalação especial;
• Fácil manutenção;
• Controle e atendimento específico de uma determinada área;

• Não ocupam espaço interno (útil);
• São produzidos para aquecimento por reversão de ciclo (bomba de calor).

Desvantagens:
• Pequena capacidade, maior nível de ruído;
• Não tem flexibilidade;
• Maior custo energético (kW/TR), distribuição de ar a partir de ponto único;

• Alterações na fachada da edificação;

Os Split (ou Mini-Split) são equipamentos que pela capacidade e características aparecem logo
após os condicionadores de janela. Estes aparelhos são constituídos em duas unidades divididas
(evaporadora e condensadora), que devem ser interligadas por tubulações de cobre, através das
quais circulará o fluido refrigerante. São aparelhos bastante versáteis, sendo produzidos com
capacidades que variam de 7.500 a 60.000 Btu/h.

114


Vantagens:
• São compactos e de fácil instalação e manutenção;
• Tem grande versatilidade;

• Não interferem com fachadas;
• Distribuição de ar por dutos ou não;
• Podem operar como bomba de calor (ciclo reverso).

Figura 7.27. Condicionador de ar do tipo Mini-Split.

Desvantagens:
• Capacidade limitada;
• Procedimentos de vácuo e carga no campo.

Quando se trata de maiores capacidades, há que se falar nos Self Contained (condicionadores
autônomos), que são aqueles condicionadores de ar compactos ou divididos que encerram em seus
gabinetes todos os componentes necessários para efetuar o tratamento do ar, tais como: filtragem,
resfriamento e desumidificação, umidificação, aquecimento e movimentação do ar. Nestes
equipamentos também pode-se conectar uma rede de dutos de distribuição de ar a baixa velocidade.
Podem ser encontrados com capacidades variando entre 5 e 30 TR.

115


Vantagens:
• Maior simplicidade de instalação;
• Em geral menor custo por TR;

• Fabricação seriada com aprimoramentos técnicos constantes;
• Garantia de desempenho por testes de fábrica;
• Manutenção e reposição de peças mais eficientes e econômicas;
• Maior rapidez de instalação;

• Grande versatilidade para projetos (zoneamentos, variações de demanda) etc.

Desvantagens:
• Não são produzidos para operar como bomba de calor.
• Os equipamentos divididos requerem procedimentos habituais de vácuo e carga de gás.

Figura 7.28. Self Contained (condicionador autônomo).

116


PROBLEMAS:
1) Com o objetivo de comparar as condições ambientes produzidas e a potência instalada de um
sistema com bypass e um sistema com reaquecimento, considere um espaço que deve ser mantido
a 25 °C, e que possui 205 kW de carga sensível e 88 kW de carga latente quando a temperatura
externa é de 35 °C e a umidade relativa 40%. A vazão de ar insuflada no ambiente é de 30 kg/s e a
vazão de ar externo é de 4,5 kg/s. As condições do ar na saída da serpentina de resfriamento são:
TBS = 10 °C e φ = 95 %.

Para o sistema de bypass determine: (a-) umidade relativa do ambiente e (b-) a capacidade de
resfriamento do sistema. Para o sistema com reaquecimento determine: (c-) a umidade relativa do
ambiente, (d-) a capacidade do sistema de reaquecimento e (e-) a capacidade de resfriamento do
sistema. (obs: considerar 101,325 kPa como pressão atmosférica).

2) Considere uma instalação para múltiplas zonas com reaquecimento, operando ao nível do mar,
num local onde a temperatura de bulbo seco é 32 °C e a de bulbo úmido 23 °C. A vazão de ar
externo corresponde a 25% da vazão de cada zona, sendo que o sistema é constituído de dois
ambientes condicionados com as seguintes características:

Zona 1: deve ser mantida a 22 °C e 40% de umidade

calor sensível = 80 kW & calor latente = 20 kW

Zona 2: deve ser mantida a 26 °C e 30% de umidade

calor sensível = 75 kW & calor latente = 25 kW

Considerando que o ar na saída da serpentina de resfriamento se encontra saturado a 5 °C,
determine: (a-) a vazão de ar e a potência do reaquecimento para a zona 1, (b-) idem para zona 2 e
(c-) capacidade da serpentina de resfriamento e desumidificação.

3) Um sistema de ar condicionado com temperatura constante e vazão variável deve ser utilizado
para condicionar os mesmos ambientes do exemplo 2. Determine para este sistema (a-) a vazão de
ar de cada zona e (b-) a capacidade da serpentina de resfriamento para estas condições. Observe
que para este sistema não é possível especificar a umidade das zonas condicionadas, logo se deve
considerar somente as suas temperaturas. Considere as mesmas condições para o ar na saída da
serpentina de resfriamento.

117


Capítulo 8 – Termoacumulação

Os sistemas de condicionamento de ar, de uma forma geral, não possuem carga térmica
constante. Assim, para que a central frigorífica tenha capacidade suficiente para atender a todas as
variações de carga do sistema, seus componentes são geralmente especificados em função do pico
de demanda. Este procedimento, além de não atender à crescente necessidade de conservar
energia, provoca a elevação do custo inicial dos equipamentos. Deve-se observar também que a
carga térmica dos sistemas de ar condicionado para conforto térmico, em geral, alcança seu pico
diário, no período da tarde, justamente no horário em que as tarifas elétricas são mais elevadas.

Como solução para estes problemas, podem ser utilizados os sistemas de condicionamento de
ar que adotem a técnica de termoacumulação com gelo, pois este é um método para nivelar as
potências demandadas, o que também permite tirar proveito da tarifa elétrica horo-sazonal, através
do planejamento do funcionamento da central frigorífica, de modo a deslocar o consumo total ou
parcial para os horários cuja tarifa elétrica é menos elevada.

Durante os últimos vinte anos, o uso da termoacumulação de frio, tem se tornado uma prática
comum, na indústria de ar condicionado. O que levou ao desenvolvimento de diferentes sistemas
para produção e armazenamento de gelo, dentre os quais se destacam os sistemas de acumulação
com expansão direta e os sistemas de acumulação indireta Strand (1994). No Brasil, o número de
instalações que utilizam a técnica de termoacumulação com gelo é superior a 100, sendo que as
primeiras instalações somente começaram a aparecer em 1985 (Chiachia. 1993).

Uma discussão geral da técnica de termoacumulação de frio pode ser encontrada no ASHRAE
Handbook, “HVAC Systems and Aplications”, onde são analisados aspectos econômicos, estratégias
e equipamentos para armazenagem, e principais aplicações. Análises econômicas e operacionais,
sobre vários sistemas de ar condicionado utilizando termoacumulação, também são apresentadas
por Kintner-Meyer e Emery (1995) e por Potter et al. (1995).

O frio é armazenado através da produção de gelo (Figura 8.1), ou através do resfriamento de
água feito pelo sistema frigorífico. Isto ocorre durante a noite, fora dos horários de ponta, quando a
demanda de energia é mínima. O frio armazenado, auxilia no resfriamento nos horários de ponta de
carga do ar condicionado no dia seguinte. Armazenar frio durante a noite e usá-lo durante o dia, não
é uma idéia nova, nem tão pouco experimental. Durante muitos anos este conceito tem sido usado
no condicionamento de ar em instalações com demanda de pico de curta duração, como igrejas e
teatros. Agora surge um interesse renovado para um uso mais amplo de sistemas de armazenagem
de frio, tanto por parte dos usuários como também por parte das empresas geradoras de eletricidade,

118


responsáveis pela oferta de energia elétrica, como uma maneira segura e econômica para reduzir os
custos operacionais e de investimentos em novas usinas de geração de energia.

Figura 8.1 – Sistema de termoacumulação com banco de gelo (internal-melt ice storage system).

A termoacumulação não só pode reduzir pela metade os custos operacionais, como também
pode reduzir substancialmente os desembolsos de capital, quando os sistemas são adequadamente
projetados para novos edifícios comerciais e industriais. Projetistas podem especificar equipamentos
(chillers) de capacidade média, operando 24 horas por dia, ao invés de máquinas com capacidade
integral para atender aos picos, operando somente 10 ou 12 horas por dia. Quando aplicados em
reforma ou retrofit de instalações existentes, um sistema de termoacumulação pode freqüentemente
suprir as cargas térmicas adicionais sem aumento da capacidade do chiller existente.
Em projetos convencionais de sistemas de ar condicionado, as cargas térmicas de refrigeração
são medidas em termos de “Toneladas de Refrigeração” ou “TR” necessárias. Sistemas de
Termoacumulação, entretanto, têm suas capacidades indicadas em “Toneladas Hora” ou “TR-
HORA”. A Figura 8.2 representa a carga teórica de refrigeração de 100 TR mantida durante 10
horas, ou uma carga de refrigeração de 1000 TR-HORA. Cada um dos 100 quadrados no diagrama
representa 10 TR-HORA.

119


Figura 8.2: Carga teórica de refrigeração de 100 TR.

Na prática, nenhum sistema de condicionamento de ar de edifícios comerciais opera com 100%
de capacidade durante todo o ciclo diário de refrigeração. A carga de ar condicionado atinge o seu
pico durante o período da tarde (geralmente entre 14:00 e 16:00 h), quando a temperatura ambiente
é mais alta. A Figura 8.3 representa o perfil típico da carga térmica de um sistema de
condicionamento de ar de um edifício comercial.
Como se vê, o chiller de 100 TR é utilizado na sua capacidade máxima somente durante duas
das 10 horas do ciclo diário. Durante as outras 8 horas, apenas uma parcela da capacidade total do
chiller é solicitada. Somando-se os quadrados sombreados, encontra-se um total de 75, cada um dos
quais representando 10 TR-HORA. Entretanto, é necessário especificar chiller de 100 TR, para
atender à carga de refrigeração de 100 TR no horário de ponta.
O fator de carga é definido como a relação entre a carga real de refrigeração e a capacidade
potencial total do chiller, ou seja:

TR − HORA (c arg a real) X100 750
Fator de c arg a(%) = = X 100
TR − HORA − CARGA (Potencial total) 1000

Neste caso, o chiller tem um fator de carga de 75 %. Ele é capaz de prover 1000 TR-HORA,
quando somente são solicitadas 750 TR-HORA. Se o fator de carga é baixo, o desempenho
econômico do sistema também é baixo.

120


Figura 8.3: Perfil típico da carga de ar condicionado de um edifício comercial.

Dividindo-se o total de TR-HORA do edifício pelo número de horas que o chiller opera, tem-se a
carga média do edifício durante todo o período de refrigeração. Se a carga do ar condicionado
pudesse ser deslocada para um horário fora de ponta, ou nivelada para a carga média, poder-se-ia
utilizar um chiller de menor capacidade, alcançando um fator de carga de 100 %, o desempenho
econômico.

8.2 – Escolhendo Armazenagem Total ou Parcial
Duas estratégias de administração de carga são possíveis com o sistema de armazenagem de
frio por bancos de gelo. Quando as tarifas de energia elétrica requerem um deslocamento completo
de carga, pode-se usar um chiller de capacidade convencional, com armazenagem de energia (frio)
suficiente para deslocar a carga total para as horas fora de ponta. Essa estratégia é chamada
Sistema de Armazenagem Total e é freqüentemente aplicada em instalações existentes, usando a o
chiller existente.
A Figura 8.4 mostra o mesmo perfil da carga de ar condicionado do edifício comercial, mas com
a carga de refrigeração completamente deslocada para as 14 horas fora do horário de uso da
refrigeração. O chiller é usado para produzir e armazenar gelo ou para resfriar água durante a noite.
O frio armazenado atende à demanda de 750 TR-HORA durante o dia. A carga média foi reduzida
para 53,6 TR (750 TR-HORA / 14:00 horas = 53,6 TR), o que resulta em significativa redução dos
custos de energia, tanto pela redução do pico da demanda, quanto pela redução nas horas de tarifas
altas.

121


Figura 8.4: Sistema de armazenagem total.

Figura 8.5: Sistema de armazenagem parcial.

Em instalações novas, um Sistema de Armazenagem Parcial é a estratégia de administração
de carga mais prática e aquela de maior eficiência de custo. Neste método de nivelamento de carga,
o chiller funciona continuamente. Ele formará gelo ou resfriará água durante a noite, e durante o dia
refrigerará diretamente com a ajuda do frio armazenado. O aumento das horas de operação de 14
para 24 horas resulta na carga média mais baixa possível (750 TR-HORA / 24 horas = 31,25 TR),
como ilustrado na Figura 8.5. A incidência de tarifa de ponta da demanda é consideravelmente
reduzida e a capacidade do chiller pode ser reduzida em 50 a 60% ou mais.
Uma outra possibilidade é a estratégia armazenagem parcial, com desligamento do chiller no
horário de ponta do sistema elétrico, onde a tarifa de energia é mais elevada (Figura 8.6)

122


Figura 8.6 – Sistema de armazenagem parcial, com desligamento do chiller no
horário de ponta.

123


Capítulo 9 – Melhorias Energéticas Possíveis.

9.1 – Estrutura.
Entende-se por estrutura o conjunto de elementos que configuram os edifícios ou locais
servidos pelas instalações de ar condicionado. Para as estruturas podem ser citados os seguintes
pontos, passíveis de melhorias que resultarão na redução do consumo de energia:

• Aplicação de isolamento nos telhados, forros falsos e paredes. Esta medida reduz o
consumo de energia, porém necessita de uma análise econômica detalhada.

• Considerar a possibilidade de utilizar telhados de cor clara, para diminuir os ganhos de
calor por insolação.

• Sempre que possível, ventilar os espaços vazios em baixo dos telhados (áticos);

• Instalar vidros reflexivos ou películas plásticas nas janelas de vidro, diminuindo-se assim os
ganhos de calor por radiação solar. É importante determinar o efeito de tal solução quando
se utiliza iluminação natural. Deve-se chegar a um ponto de equilíbrio ótimo entre o
consumo de energia para climatização e para iluminação.

• Manter os níveis de iluminação do ambiente dentro do mínimo recomendo por norma.

• Instilar persianas exteriores ou brises, nas janelas dos ambientes climatizados. Para este
item também vale a afirmação anterior quanto ao consumo de energia do sistema de
iluminação.

• Instalar vidros duplos em lugar de vidros simples. Esta solução é fundamentalmente
importante para sistemas de calefação.

• Checar a vedação de portas e janelas, e se possível, instalar juntas de vedação.

• Checar e eliminar e reduzir as frestas ao redor das armações de portas e janelas.

• Substituir vidros quebrados e corrigir imperfeições nas vedações dos mesmos (reaplicar a
massa de vedação/sustentação, caso necessário).

• No caso de portas com duas folhas, reduzir o máximo possível a fresta entre as folhas.

• Fechar com material opaco as janelas que não estejam contribuindo efetivamente com
iluminação natural.

Exemplo: Um ambiente cuja parcela da carga térmica referente a transmissão de calor pelo teto é de
18,0 TR, tem sua cobertura composta por uma laje de concreto com 18 cm de espessura. Estime a
redução da carga térmica deste ambiente, considerando, que será aplicado um isolamento de isopor,
com 2,5 cm de espessura, sobre a laje.

124


kcal
Teto sem isolamento: Usem = 3,28
h m2 " C

kcal
Teto com isolamento: Ucom = 1,07
h m2 " C

!
Qcom Ucom A teto ∆Teqv 1,07
= = = 0,326
!
Qsem Usem A teto ∆Teqv 3,28

Proporcionalmente aos 8,0 TR, a redução do aporte de calor pelo teto será de:

!
Qcom = 18,0 0,326 = 5,9 TR (17841 kcal / h)

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, 22 dias/mês e 12 meses/ano, e que o sistema de
condicionamento de ar utiliza um chiller cuja eficiência é de 0,85 kW/TR, a redução no consumo será:

h dia mês kW kWh
Re d. Consumo = 10 22 12 5,9 TR 0,85 = 13240
dia mês ano TR ano

Se a tarifa de energia elétrica é de 0,118 R$/kWh, tem-se uma economia de:

kWh R$ R$
Economia = 13240 0,118 = 1562
ano kWh ano

Obs: 1. A carga térmica em excesso foi estimada para valores extremos, sendo que um calculo
detalhado deveria levar em consideração as variações de temperatura ao longo do ano.
2. A eficiência do chiller foi considerada para um equipamento antigo, devendo ser
considerada a máquina do caso em análise.

Exemplo: Um edifício de 5 andares (600 m2/andar) tem uma taxa média de iluminação de 20 W/m2.
Estimou-se que cerca de 70% da iluminação pode ser desligada no período pós-expediente, isto é,
das 18:00 as 22:00 horas. Estimar a economia de energia do sistema de condicionamento de ar,
devido à redução da iluminação.

Área Ilu min ada = 600 m 2 / andar 5 andares = 3000 m 2

W
Re d de C arg a Térmica = 3000 m 2 20 = 42000 W = 11, 9 TR
m2

125


Considerando que o sistema opera 22 dias/mês e 12 meses/ano, e que o sistema de
condicionamento de ar utiliza um chiller com eficiência de 0,8 kW/TR, tem-se:

h dia mês kW kWh
Consumo = 4 22 12 11,9 TR 0,80 = 10053
dia mês ano TR ano


kWh R$ R$
Economia = 10053 0,118 = 1186
ano kWh ano

Exemplo: Suponha que um edifício, com 9300 m2 de área, possua um sistema de iluminação que vai
ser otimizado, passando de uma taxa média de iluminação de 33 W/m2 para 21 W/m2. Estimar a
economia de energia do sistema de condicionamento de ar, devido otimização do sistema de
iluminação.

W
Re d. de C arg a Térmica = 9300 m 2 (33 − 21) = 111600 W = 31,7 TR
m2

condicionamento de ar utiliza um chiller novo, cuja eficiência é de 0,6 kW/TR, a redução do consumo
será de:

h dia mês kW kWh
Re d. Consumo = 10 22 12 31,7 TR 0,6 = 50212,8
dia mês ano TR ano


kWh R$ R$
Economia = 50212,8 0,118 = 5925
ano kWh ano

9.2 – Sistemas de Condicionamento de Ar.
Os sistemas de condicionamento de ar são constituídos por instalações e equipamentos
mecânicos (ventiladores, bombas, tubulações, dutos, etc) e elétricos (de potência, manobra e
regulagem). Devem ser analisados todos os componentes, sejam mecânicos ou elétricos.

126


• Analisar detalhadamente todos os sistemas antes de efetuar modificações. Certas
modificações podem aumentar o consumo de energia.

• Utilizar motores elétricos de potência adequada. Motores elétricos superdimensionados
trabalham com rendimento baixo.

• Desligar todos os sistemas quando não vão realmente ser utilizados.

• Estudar e otimizar o horário de partida e parada dos sistemas de climatização.

• Fechar as tomadas de ar exterior, quando os sistemas não vão ser utilizados.

• Diminuir a vazão de ar exterior de renovação até o valor mínimo permissível para satisfazer
os critérios de ventilação.

• Minimizar as fugas de ar dos dutos.

• Checar os dampers para garantir que sejam mínimos os vazamentos (fluxo através dos
dampers) quando completamente fechados.

• Quando do comissionamento da instalação, ou mesmo em intervalos regulares, deve-se
determinar o valor das infiltrações de ar externo, pois estas podem constituir uma
porcentagem importante da vazão mínima de ar externo.

• Ajustar a temperatura da água gelada e da água quente, de acordo com as necessidades
reais da instalação.

• Estabelecer um zoneamento correto da edificação, utilizando sistemas distintos para as
zonas perimetrais (sujeitas aos efeitos climáticos) e as zonas interiores (sujeitas
basicamente a cargas devido à iluminação e ocupação).

• Fazer com que os elementos auxiliares do sistema de condicionamento de ar somente
sejam usados postos em marcha quando sejam necessários.

• Desligar os ventiladores de extração de zonas não ocupadas e manter a vazão destes
ventiladores dentro dos valores estabelecidos em projeto (valor mínimo possível).

• Fazer com que os ventiladores de extração de banheiros e lavabos funcionem somente
quando estejam ocupados. Isto pode ser realizado conectando os ventiladores ao
interruptor de iluminação.

• Utilizar a água dos sistemas de condensação dos equipamentos frigoríficos para pré-
aquecer a água quente sanitário ou industrial.

• Utilizar água de condensação para alimentar as serpentinas de reaquecimento dos
sistemas de climatização.

• Utilizar água de condensação para alimentar pré-aquecer o ar externo.

127


• Se houver disponibilidade, aproveitar o condensado de vapor para pré-aquecer a água.

• Analisar a possibilidade de substituição de equipamentos de calefação elétricos por outros
que trabalhem com um fluido quente.

• Isolar tubulações e dutos que passam por espaços não condicionados e/ou não ocupados.

• Reparar todos os isolamentos em mau estado de conservação.

• Diminuir as vazões de água gelada e quente, até os valores mínimos possíveis.

• Ajustar o diâmetro dos rotores das bombas para compatibilizar seu funcionamento coma as
necessidades dos circuitos.

• Manter limpos os filtros das tubulações de água gelada e quente;

• Verificar se os purgadores de ar dos circuitos hidráulicos estão funcionando corretamente.
A presença de ar nas tubulações aumenta o consumo de energia.

• Verificar se as dimensões dos tanques de expansão são adequadas. Tanques
subdimensionados provocam a perda de água.

• Se existe vapor de alta pressão, analisar a possibilidade de instalar turbinas para acionar
bombas e ventiladores.

• Identificar e reparar todas as fugas de fluidos existentes (ar, água quente, água gelada,
refrigerante, óleo, etc).

• Utilizar um sistema de tratamento de água adequado, diminuindo assim as incrustações
nas tubulações em tubulações, trocadores de calor, etc.

• Manter ajustado o sistema de purga do circuito de água das torres de resfriamento,
evitando a perda excessiva de água e produtos químicos.

• Verificar se a classe dos filtros de ar atendem as exigências da instalação em questão.
Normalmente, filtros de melhores (classes maiores) provocam maior perda de carga,
consumindo mais energia.

• Analisar a possibilidade de aumentar a área dos filtros de ar para diminuir sua perda de
carga.

• Estabelecer u programa cuidadoso de manutenção dos filtros de ar, para que estes sempre
estejam em ótimas condições.

• Manter limpos evaporadores, serpentinas de água e condensadores.

• Considerar a possibilidade de utilização de resfriamento evaporativo do ar para a
climatização de certos ambientes.

128


Exemplo: Num determinado escritório, calculou-se o ar de ventilação para 100 pessoas e a carga
térmica referente ao ar de renovação, em 2500 m3/h e 25000 kcal/h (8,3 TR), respectivamente.
Considerando que o gerente de manutenção mediu na tomada de ar externo a vazão de 3060 m3/h,
estimar o consumo em excesso do equipamento de condicionamento de ar.
O ar em excesso corresponde a:

3060 − 2500 = 560 m 3 / h

Proporcionalmente aos 8,3 TR, este excesso de vazão corresponde a uma carga de:

560
⋅ 8,3 = 1,86 TR (5622 kcal / h)
2500

condicionamento de ar utiliza um chiller antigo, cuja eficiência é de 1,3 kW/TR, o excesso de
consumo será de:

h dia mês kW kWh
Consumo = 10 22 12 1,86 TR 1,3 = 6383
dia mês ano TR ano


kWh R$ R$
Economia = 6383 0,118 = 753
ano kWh ano

Obs: 1. A carga térmica em excesso foi estimada para valores extremos, sendo que um calculo
detalhado deveria levar em consideração as variações de temperatura ao longo do ano.
2. A eficiência do chiller foi considerada para um equipamento antigo, devendo ser
considerada a máquina do caso em análise.

Exemplo: Verificou-se que uma instalação de condicionamento de ar tem seus Fan-Coil operando
com uma vazão de 23000 m3/h. Durante três meses de um ano, os filtros destes Fan-Coils estiveram
sujos, causando um perda de carga em excesso de 10 mmCA (0,1 kPa). Estimar o excesso de
consumo destes equipamentos e a economia que poderia ter sido efetuada.
A potência do ventilador necessária para compensar o excesso de perda de carga pode ser
estimada por:

129


!
V PD
W=
750

onde: W potência, kW.
V vazão, em l/s.
PD perda de carga, em kPa.

! m3 l 1 h l
Para o exemplo: V = 230000 1000 = 63888
3
h m 3600 s s

63888 0,1
W= = 8,51 kW
750

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, e 22 dias/mês, tem-se:

h dia mês kWh
Consumo = 10 22 3 8,51 kW = 5622
dia mês ano ano


kWh R$ R$
Despeza em Excesso = 5622 0,118 = 663,40
ano kWh ano

9.3 – Redução do Consumo de Energia em Instalações de Ar Condicionado.
9.3.1 – Sistemas Com Vazão de Ar Variável (VAV).
Como descrito anteriormente, os sistemas VAV podem fornecer ar aquecido ou refrigerado, à
temperatura constante, para todas as zonas servidas. Caixas VAV terminais, localizadas em cada
zona, controlam a quantidade que será insuflado no ambiente, em função da sua carga térmica.
Como métodos para a redução do consumo de energia destes sistemas podem ser citados:

1. Redução do volume total de ar tratado pelo sistema até o mínimo satisfatório;
2. Redução da temperatura da água quente e aumento da temperatura da água fria, de
acordo com os requerimentos do sistema;
3. Trabalhar com temperaturas do ar refrigerado não inferior à necessária para satisfazer a
zona com carga térmica máxima;
4. Instale controles de pressão estática, aumentando-se a eficiência de operação (regulagem)
dos dampers de by-pass;
5. Instalar damper de regulagem da sucção do ventilador, caso não exista.

130


9.3.2 – Sistemas Com Vazão Constante (VAC)
A maioria dos sistemas com vazão de ar constante fazem parte se um outro sistema, por
exemplo, um sistema duplo duto, ou são usados para fornecer a vazão exata de ar insuflado. As
oportunidades para a redução do consumo de energia destes sistemas residem em:
1. Determinar e utilizar a mínima vazão de ar que é suficiente para atender as cargas
térmicas;
2. Investigar a possibilidade de conversão destes sistemas para vazão de ar variável;

9.3.3 – Sistemas de Indução
Estes sistemas fornecem ar primário à alta velocidade para os condicionadores de indução
instalados nas diferentes zonas. Nestes condicionadores o ar primário é descarregado através de
bocais, induzindo uma certa quantidade de ar do ambiente através de serpentinas de aquecimento
ou resfriamento. Como métodos para a redução do consumo de energia destes sistemas podem ser
citados:

1. Fixar a vazão de ar primário em valores iguais aos de projeto, quando for efetuado o
balanceamento da instalação;
2. Inspecionar os bocais. Verificar se houve alargamento dos orifícios dos bocais em
decorrência da utilização. Se houve alargamento, balancear novamente a quantidade de ar
primário. Manter os bocais limpos, para evitar excessiva perda de carga;
3. Trabalhar com temperatura da água fria no máximo valor possível, durante o ciclo de
resfriamento;
4. Considerar a possibilidade de utilização de ajuste manual da temperatura do ar primário
durante o aquecimento, ao invés de se utilizar um ajuste automático, em função das
condições externa.

9.3.4 – Sistemas Duplo Duto.
O condicionador central dos sistemas duplo duto fornecem ar aquecido ou refrigerado, ambos à
temperatura constante. Cada zona é servida por dois dutos, um com ar quente e outro com ar
refrigerado, que alimentam uma caixa de mistura. Esta caixa mistura o ar quente com o ar
refrigerado, de forma que se atinja a temperatura adequada para satisfazer a carga térmica da zona
em que está instalada. Como medidas para a redução do consumo de energia podem ser citadas:
1. Redução da temperatura do ar quente e aumento da temperatura do ar refrigerado;
2. Redução da vazão de ar, para todas as caixas de mistura, até o nível mínimo aceitável;

131


3. Quando não existir cargas de resfriamento, fechar o duto de ar frio e desligar o sistema
frigorífico. Operar o sistema como se fosse constituído de um único duto Quando o sistema
passa a operar como de fosse de duto único, ocorre uma redução da vazão de ar, portanto
há economia de energia.
4. Quando não existir cargas de aquecimento, fechar o duto de ar quente e desligar o sistema
de aquecimento. Operar o sistema como se fosse constituído de um único duto;

9.3.5 – Sistemas de Zona Única.
Um sistema de zona única é aquele que fornece ar aquecido ou refrigerado, para uma única
zona, controlado por seu termostato. O condicionador de ar pode estar instalado dentro da própria
zona ou fora desta, em local apropriado, e o ar pode ser insuflado diretamente no ambiente ou
distribuído por dutos. Pontos que podem resultar em redução do consumo de energia são:
1. Em alguns sistemas a vazão de ar pode ser reduzida até um mínimo satisfatório,
reduzindo-se a potência do ventilador. Deve ser lembrado que a potência do ventilador
varia com o cubo da vazão. Assim, para 10% de redução da vazão, há uma redução de
27% na potência do ventilador.
2. Aumento da temperatura de insuflamento durante o verão e redução durante o inverno;
3. Utilização da serpentina de resfriamento para fornecer tanto resfriamento como
aquecimento, através da mudança da tubulação de água (fria ou quente). Isto permite a
remoção da serpentina de aquecimento, o que resulta em economia de energia de duas
formas. A primeira resulta da redução da perda de carga do sistema, portanto há economia
de energia associada ao ventilador. A segunda está relacionada com as dimensões das
serpentinas de resfriamento, as quais são muito maiores que as de aquecimento. Isto
permite trabalhar com menores temperaturas da água quente. Deve-se observar que a
remoção da serpentina de aquecimento não é recomendada se o controle de umidade é
crítico na zona considerado.

9.3.6 – Sistemas Com Reaquecimento Terminal.
Nestes sistemas o condicionador central fornece ar a uma dada temperatura para todas as
zonas servidas pelo mesmo. Em seguida, serpentinas de reaquecimento, instaladas em cada zona,
aquecem ar primário, em função da carga térmica da zona considerada. As oportunidades para a
redução do consumo de energia destes sistemas residem em:
1. Redução da vazão de ar para sistemas com zona única, ou até aquela mínima para
satisfazer todas as zonas;

132


2. Se for necessário um controle preciso da temperatura e da umidade nas zonas, deve-se
reduzir a temperatura e a vazão de água da serpentina de reaquecimento, até valores
mínimos satisfatórios;

3. Se não for necessário um controle preciso de umidade e temperatura, deve ser analisada a
possibilidade de conversão do sistema para um VAV, eliminando-se as serpentinas de
reaquecimento.

9.4 – O Ciclo Economizador
O conceito básico de ciclo economizador é a utilização de ar externo para resfriamento, quando
as condições ambientais permitem. Há diversos parâmetros que devem ser avaliados para
determinar se o ciclo economizador se justifica. Entre estes parâmetros estão:

1. Clima;
2. Ocupação da edificação;
3. O zoneamento da edificação;
4. A compatibilidade do “economizer” com outros sistemas;

5. O custo de sua implantação.

Para se efetuar o resfriamento através do ar externo geralmente necessita-se de um ventilador
de retorno adicional e de equipamentos de controle (para o economizer). O sistema de umidificação
também será sobrecarregado, portanto estes sistemas devem ser cuidadosamente avaliados,
levando em consideração sua aplicação especifica.

9.4.1 – Ciclo Economizador Controlado por Temperatura de Bulbo Seco.
A operação deste ciclo pode ser automatizada instalando-se dampers de ar externo
dimensionados para 100% da vazão insuflada e controles locais que, durante a operação em ciclo
economizador, em um eventual aumento da temperatura do ambiente condicionado, abrirão primeiro
os dampers de ar externo. Após a abertura dos dampers, um aumento da temperatura do ambiente
climatizado deverá fazer com que os controles acionem o sistema de resfriamento (serpentinas de
expansão direta ou água gelada).
O ciclo economizador controlado por temperatura de bulbo seco é ativado quando a
temperatura externa de bulbo seco é inferior a um determinado valor, por exemplo 21 °C (este valor
depende da localização). Acima desta temperatura o resfriamento por ar externo não é econômico, e
os dampers de ar externo fecham até a posição mínima, para satisfazer a ventilação.

133


Figura 9.1 – Ciclo Economizador (por temperatura) – Controle da Temperatura de Mistura.

Figura 9.2 – Ciclo Economizador (por temperatura) – Controle da Temperatura da Água.

No sistema mostrado na Figura 9.1, que é bastante comum, os dampers de ar externo e de
retorno são modulados de forma que a temperatura de mistura seja constante. Na Figura 9.2, o
controlador que atua sobre a válvula de água gelada também opera os dampers de ar externo e de
retorno, sendo que a válvula de água gelada é operada seqüencialmente com estes dampers. Este
último método é melhor, pois reduz a carga sobre a serpentina de resfriamento e desumidificação.

9.4.2 – Ciclo Economizador Controlado por Entalpia.

Se o sistema utiliza um controle por entalpia do ar externo, a economia de energia será maior
devido à maior precisão na mudança de regime de resfriamento, exceto para os climas bastante
secos. A carga térmica aplicada a uma serpentina de resfriamento é função da entalpia do ar na
entrada da mesma e a entalpia, por sua vez, é uma função da temperatura de bulbo seco e da
umidade relativa do ar (ou temperatura de orvalho).
O controlador de entalpia mede a temperatura de bulbo seco e a umidade relativa do ar externo
e no duto de retorno, determinando as suas respectivas entalpias. Em seguida determina qual fonte
de ar resultará na menor carga térmica sobre a serpentina de resfriamento. Se o ar externo
representa a menor carga, o controlador habilita o ciclo economizador. Da mesma forma que no

134


sistema da figura anterior, o controlador da Figura 9.3 atua sobre a válvula de água gelada e sobre
os dampers de ar externo e de retorno, sendo que a válvula de água gelada também é operada
seqüencialmente com estes dampers.

Figura 9.3. Ciclo Economizador (por entalpia) – Controle da Temperatura da Água gelada.

9.5 – Resfriamento Evaporativo.
Genericamente, resfriamento evaporativo ocorre quando algum meio ou produto cede calor
para que a água evapore. A evaporação de um produto qualquer é um processo endotérmico, isto é,
demanda calor para se realizar. Esta transferência de calor pode ser forçada (quando fornecemos o
calor) ou induzida (quando criamos condições para que o produto retire calor do meio). Um exemplo
bastante conhecido de resfriamento evaporativo é a Torre de Resfriamento, pois nela uma parcela de
água é induzida a evaporar, retirando calor da água remanescente, que se resfria por ceder este
calor. No resfriamento evaporativo de ar, o mesmo princípio é utilizado: o ar cede energia (calor) para
que a água evapore, resultando numa corrente de ar mais fria à saída do resfriador evaporativo.
O ar atmosférico é uma mistura de ar seco e vapor de água. Para uma dada condição de
temperatura e pressão esta mistura tem capacidade de conter uma quantidade máxima de vapor
d’água (ar saturado = 100% de umidade relativa ou 100% UR). Na prática esta condição de ar
saturado só é observada durante e logo após uma chuva. Normalmente o ar encontra-se não
saturado (UR<100%) e, portanto, apto a absorver mais umidade. Quanto mais seco o ar (menor UR),
maior a quantidade de vapor de água que pode ser absorvida. Para que haja esta absorção é
necessário que a água utilizada passe da fase líquida para a fase vapor. Esta mudança de fase
demanda uma quantidade de energia que é retirada do meio, no caso o ar, resfriando-o. Existe um
princípio básico nas reações físico-químicas segundo o qual quanto maior a superfície de contato
entre os reagentes, maior a velocidade da reação. Assim sendo, devemos procurar aumentar a área
de contato entre a água e o ar. Como o ar já se encontra diluído e ocupando todos os espaços
disponíveis, resta-nos a água para dispersar.

135


Uma maneira de aumentar a área de contato é forçar a água através de chuveiros, sprays
(atomizadores). São métodos bastante eficientes, que atingem elevados índices de umidificação e
abaixamento de temperatura. Recomenda-se, no entanto, que este tipo de umidificação seja
efetuado dentro do resfriador. Quando lançada no ambiente, mesmo que micro-pulverizada, a água
pode encontrar uma região já saturada, o que fará com que não seja absorvida pelo ar e se precipite,
molhando o que estiver em seu caminho até o solo. Mesmo sistemas com umidistatos e válvulas
solenóides, que cortam o fluxo de água quando determinada umidade relativa é atingida, tendem a
gotejar nos bicos até a estabilização da pressão de água no sistema. Outra maneira adotada é a de
utilizar superfícies de contato, isto é, utilizando materiais com elevada superfície exposta. A água é
distribuída na parte superior de colméias (ou mantas) e desce por canais pré-formados ou aleatórios,
molhando todo o meio. O ar atravessa transversalmente a colméia (ou manta), entrando em contato
íntimo com o meio úmido e absorvendo água até bem próximo da saturação.

As principais vantagens deste método são:
• A parte molhada do sistema fica restrita ao equipamento;
• Nunca se ultrapassa o ponto de saturação, pois o ar só absorve a umidade que pode
comportar, deixando no equipamento a água excedente;

• Este processo realiza ainda uma lavagem do ar, retendo poeira e sujeiras na colméia, as
quais são continuamente lavadas pela água excedente.
Os resultados globais atingidos por qualquer dos sistemas acima descritos dependem ainda do
fluxo do ar. É necessária a adequação de vazão e velocidade para que se obtenham as melhores
condições ambientais. Estas considerações são normalmente levadas em conta pelos fabricantes
dos equipamentos.
Temos que o sistema evaporativo tem aplicação em quase todo tipo de ambiente, com uma
gama de utilizações muito mais abrangente do que o ar condicionado e a ventilação tradicionais.
Assim sendo, de pequenos a grandes espaços, de áreas pouco povoadas a grandes adensamentos,
de locais com baixa carga térmica a grandes geradores de calor, de áreas de lazer a locais de
trabalho, todos podem se beneficiar das vantagens do resfriamento evaporativo.
Há ainda aqueles ambientes em que a manutenção de elevada umidade relativa é requisito das
condições do processo industrial. Em tais ambientes, dependendo da umidade desejada, pode ser
utilizada renovação de ar total, parcial ou mesmo nula.

Estes sistemas apresentam desvantagens, e entre elas podem ser citadas:
• Resultam em maior variação da temperatura do ambiente condicionado, e estas variações
têm que ser aceitáveis para os ocupantes.

136


• Dependendo do tipo de instalação, a vazão de ar externo pode variar em função das
condições externas.
• Não é um sistema eficiente para climas quentes e úmidos

9.6 – Controle e Regulagem.
• Proteger os termostatos e outros sensores, para evitar sua manipulação por pessoas não
autorizadas.

• Instalar os termostatos longe dos locais que sofrem grande influência de focos de calor ou
frio.

• Sempre que possível, instalar controles de temperatura ambiente em todos e em cada um
dos locais climatizados.

• Avaliar a possibilidade de trocar as válvulas de três vias por válvulas de duas vias,
instalando-se um sistema de bombeamento com velocidade variável.

• Avaliar a possibilidade de instalação de termostatos de controle flutuante, permitindo que a
temperatura ambiente flutue entre margens relativamente amplas.

• Manter os sensores limpos

9.7 – Uso de Motores Eficientes
Os sistemas de condicionamento de ar utilizam uma quantidade de motores apreciáveis:
bombas, torres de resfriamento, unidades ventiladoras (“fan coils”), etc. Dependendo da potência (e
idade), os rendimentos típicos dos motores podem variar na faixa de 75 a 95%, sendo os 5 a 25% da
potência restantes perdidos internamente no motor.

Motores mais eficientes são projetados para converter uma quantia de energia elétrica maior
em trabalho. Instalando motores bem dimensionados e mais eficientes, consome-se menos energia.
Na tabela abaixo é feita uma comparação entre motores Padrão e de Alto Rendimento:
Em ocasiões de troca de motores, principalmente aqueles de grandes potências e que operam
continuamente, deve-se considerar a possibilidade de adquirir motores de Alto Rendimento.
A eficiência de um motor elétrico é dada por:

Pot. Saída
η=
Pot. Entrada

Para uma mesma potência de saída (por exemplo: 100 hp), tem-se:

137


Tabela 9.1 – Eficiência de motores elétricos padrão e de alto rendimento
HP Efic. Motor Padrão Efic. Alto de Rendimento
5 83.3 89.5
7.5 85.2 91.7
10 86.0 91.7
15 86.3 92.4
20 88.3 93.0
30 89.5 93.6
40 90.3 94.1
50 91.0 94.5
60 91.7 95.0
75 91.6 95.4
100 92.1 95.4

 1 1 
Dif. Consumo = Pot. Saída  −  Tempo
η 
 Pad η AR 

Para funcionamento contínuo durante 1 ano (8760 h), e sendo 1 hp = 745 W, vem:

 1 1 
Dif Consumo = 74500 W 
 −  8760 horas

 0.921 0.954 

Dif Consumo = 24511 kWh

Considerando que a tarifa da energia elétrica é de R$ 0,10/kWh, a economia será de R$
2.451,00/ano. Com esta redução no consumo, pode-se calcular o tempo de retorno do “investimento”
(troca de motor não eficiente, por outro eficiente).

9.8 - Uso de Inversores de Freqüência (VSD)
Os Inversores de Freqüência são dispositivos eletrônicos, que atuam sobre a freqüência da
corrente dos motores, permitindo alteração da sua rotação.
Considerando que ventiladores, bombas e outras máquinas rotativas nem sempre operam a
plena carga (sua vazão varia), e que as formas de variar as vazões, via de regra, são obtidas através
de estrangulamento (fechamento de válvulas e “dampers”), isto introduzia perdas consideráveis de
energia. Considerando ainda que as vazões são linearmente relacionadas com a rotação (da bomba
ou ventilador), a utilização de VSD, permite o controle da vazão sem a introdução de perdas, pela
alteração da rotação do equipamento.

138


Vazão A  RPM A 
α 
 RPM B 
Vazão B  

É oportuno lembrar, que a relação de potências varia com o cubo da rotação, isto significa que
reduzindo a vazão (atuando na rotação), o consumo cairá em relação cúbica.

3
HP A  RPM A 
α  
HP B  RPM B 
 

Estudos realizados nos EUA têm mostrado que os uso destes dispositivos pode economizar
até 52% de energia. A seguir, é mostrada uma tabela com custo instalado (nos EUA) de VSD para
diversas potências. Os sistemas VAV (Volume Variável) e de bombeamento, já aplicam largamente
estes dispositivos, sendo mostrada na figura abaixo a variação da potência de um ventilador
centrífugo em função da vazão, para vários mecanismos de controle.

Tabela 9.2 – Custo estimado de Inversores de freqüência
Potência (hp) Custo Instalado U$
5 2975
10 3575
30 7225
50 11100

Figura 9.4 – Comparação entre diversos sistemas de controle de ventiladores centrífugos

139


9.9 – Rendimentos típicos dos equipamentos de condicionamento de ar.
Conforme foi visto anteriormente, o rendimento de um equipamento pode ser expresso através
de seu COP, seu “EER” ou em kW/TR, O rendimento, através do índice EER, é expresso em
Btu/h/Watts, representando a relação entre o efeito útil e a quantidade de trabalho utilizado para
produzi-lo. A relação entre o EER e seu correspondente em kW/TR é:

kW 12
=
TR EER

A seguir, são mostradas algumas tabelas com valores típicos de EER, para diversos tipos de
equipamentos, É conveniente lembrar, contudo, que estes valores são apenas para referência, devendo ser
obtidos junto aos fabricantes, no caso de uso em estudos reais,

Tabela 9.3 – Aparelhos de Janela (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Capacidade (Btu/h) Compressor EER
7000 Alternativo 7,5
18000 Rotativo 9,5
21000 Rotativo 7,6
30000 Rotativo 9,7
Fonte: Marques (1995)

Tabela 9.4 – Aparelhos de Janela (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Capacidade (Btu/h) Compressor EER Compressor EER
5000-9000 Rotativo 9,43 Alternativo 7,85
Obs: Os aparelhos com compressores rotativos quando para exportação para o mercado americano
tem as seguintes eficiências em ordem crescente de capacidade (9,56, 9,94, 8,88), Fonte: Brisola
(1995),

140


Tabela 9.5 – Splits (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Tipo Sigla Cap Btu/h Compressor EER
Air Split High Wall 12000 Altern/rotat 7,0
Air Split 38PQ/PX012 12000 Altern/rotat 6,8
Air Split 38PV//PW018 18000 Altern/rotat 8,0
Air Split 38PV/PW024 24000 Altern/rotat 6,7
Air Split 38PV/PW030 30000 Altern/rotat 7,1
Air Split 38MSF/CR 40000 Altern/rotat 7,2
Multisplit 38/40MS 233 39683 Altern/rotat 8,6
Multisplit 38/40MS 383 39683 Altern/rotat 7,2
Air Split 38MR 233 39683 Altern/rotat 9,1
Air Split 38MR 383 39683 Altern/rotat 9,1
Splitão 40MSA 60000 Scroll 11,3
Splitão 40MSA 90000 Scroll 13,0
Obs: A proporção de equipamentos com compressor rotativo é de 30%, As eficiências
mencionadas são as médias, Fonte: Brisola (1995)

Tabela 9.6 - Self Contained (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Tipo Sigla Cap Btu/h Compressor EER
Cond, a água 50 BR 006 73200 Scroll 11,62
Cond, a ar 50 BX 006 61200 Scroll 7,37
Cond, a ar remoto 50 BZ 006 6100 Scroll 7,85
Fonte: Brisola 1995

141


Tabela 9.7 – Centrífugas (Chiller) (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Sigla Cap Btu/h Compressor EER
19 XL 3600000 Centrifugo 17,91 a 20,0
19 XL 4200 000 Centrifugo 17,91 a 20,0
19 XL 4800000 Centrifugo 17,91 a 20,0
19 XL 5400000 Centrifugo 17,91 a 20,0
19 XL 6000000 Centrifugo 17,91 a 20,0
23 XL 1 920 000 Centrifugo 17,65 a 18,75
23 XL 2160000 Centrifugo 17,65 a 18,75
23 XL 2400000 Centrifugo 17,65 a 18,75
23 XL 2760000 Centrifugo 17,65 a 18,75
23 XL 3000000 Centrifugo 17,65 a 18,75
Fonte: Brisola 1995

Tabela 9.8 – Chillers (1 Btu/h = 0,252 kcal/h)
Sigla Cap BTU/h Compressor EER
39 GN 040 430800 Alternativo 9,64
39 GN 045 499200 Alternativo 9,47
39 GN 050 604800 Alternativo 9,72
39 GN 060 759600 Alternativo 9,47
39 GN 080 982800 Alternativo 9,54
39 GB 100 1195200 Alternativo 9,98
39 GB 045 549600 Alternativo 10,23
39 GB 055 638400 Alternativo 9,97
39 GB 060 716400 Alternativo 9,40
39 GB 075 932400 Alternativo 9,47
39 GB 100 1227600 Alternativo 9,48
39 GB 125 1574400 Alternativo 9,50
39 GB 150 1926000 Alternativo 9,66
39 GB 175 2155200 Alternativo 9,42
39 GB 200 2395200 Alternativo 9,29
Fonte: Brisola 1995

142


Outra fonte de dados para a eficiência de equipamentos ce condicionamento de ar o
INMETRO, que através do Programa Brasileiro de Etiquetagem (PBE), fornece os consumidores
informações que permitem avaliar e otimizar o consumo de energia dos equipamentos, selecionar
produtos de maior eficiência em relação ao consumo, possibilitando economia nos custos de
energia.
O Selo do Prêmio Nacional de Conservação de Uso Racional de Energia do Procel é
concedido anualmente como forma de premiação aos equipamentos que estejam etiquetados no
âmbito do PBE e que tenham obtido classificação "A. As tabelas com as classificações do do Selo
Procel, são dadas abaixo, sendo que a classificação completa dos aparelhos, com base no ano de
2004, pode ser obtida na página do INMETRO (http://www.inmetro.gov.br/consumidor/pbe.asp#selo).

9.10 – Troca de Centrais de Água Gelada (CAG)
O momento da troca dos resfriadores de líquido (“chillers”), deve ser motivo de estudos
detalhados. Em geral, equipamentos com mais de 20 anos, devem ser substituídos, uma vez que já
apresentam grau de obsolescência razoável e, em geral, um nível de desgaste apreciável (controles,
compressores, tubos de trocadores, etc).

143


Necessariamente, não se deve fazer a troca por um de mesma capacidade. Em geral, os
“chillers” encontram-se superdimensionados. Recomenda-se fazer um estudo minucioso, visando
verificar as possibilidades de redução de carga térmica, considerando todas as oportunidades aqui
estudadas anteriormente. É bom lembrar que só o “chiller”, terá um custo inicial de cerca de
U$450,00/TR, sem considerar os outros equipamentos. Uma redução de capacidade de 50 TR, numa
grande instalação representará, algo em torno U$ 22.500,00.
Depois, de recalculada a carga térmica da instalação, considerando todas as medidas de
economia de energia possíveis, é provável se obtenha uma redução na capacidade da nova
máquina. Deve-se então, levantar informações dos custos operacionais dos equipamentos
existentes, isto é, seu histórico de manutenção (custos anuais com trocas de componentes), prever
trocas futuras (compressores, condensadores, etc) e medir a sua “performance” (kW/TR). Em
seguida, mediante consulta aos fabricantes e de posse de uma “Especificação Técnica”, obtêm-se
dados técnicos e custos dos novos equipamentos. Dispõe-se então dos elementos necessários para
fazer uma análise técnico-econômica criteriosa, para balizar a virtual substituição.
Outros aspectos a considerar, são os refrigerantes utilizados nas máquinas. Considerando as
restrições que vem sendo impostas pelo Protocolo de Montreal e pelo CONAMA, os Refrigerantes R-
11 e R-12 deverão ser substituídos em curto prazo pelos HCFC-123 e HFC-134a, respectivamente.
Estes refrigerantes são largamente usados em equipamentos de grande porte.
A Resolução CONAMA 267 de Set/2000, em função do Protocolo de Montreal, dispõe sobre a
proibição, no Brasil, da utilização de CFCs, estabelecendo prazos e limites para importações destas
substâncias. Tendo sido prevista a proibição total da produção/importação do R12 até janeiro de
2007. A tabela abaixo mostra, de forma resumida, as datas previstas para a proibição da utilização
dos CFS´s e HCHS´s.
Em função das restrições impostas ao uso do R-11 e do R-12, e em se tratando de
equipamentos mais novos (cerca de 10 anos), poderá ser mais vantajoso executar o “retrofit” do
equipamento em vez de adquirir novos equipamentos.
O “retrofit” pode envolver a troca de rotores, gaxetas ou mesmo do compressor. Cabe lembrar,
que um estudo de redução de cargas térmicas seria aconselhável, também neste caso, já que uma
redução de capacidade do equipamento (“retrofit”), poderá ocorrer. Desta forma, poderia garantir-se
que, ao final das reduções de cargas da instalação e do “retrofit”, o equipamento continuaria a
atender plenamente o sistema.
A seguir, é apresentado um caso típico de análise técnico-econômica, para substituição de
“chillers” de uma instalação de condicionamento de ar.

144


Tabela 9.9 – Resumo dos eventos relacionados com a proibição dos CFCs
“Phase Out” Refrigerante Ação
Extingue a produção.
1996 R11, R12 e R500
Equipamentos não mais fabricados
2010 HCFC22 Pára a fabricação de equipamentos
2020 HCFC22 Pára a fabricação do refrigerante
2020 HCFC123 Pára a fabricação de equipamentos
2030 HCFC123 Pára a fabricação do refrigerante

Exemplo: Numa empresa foram constatadas a degradação e obsolescência de seus resfriadores
(com cerca de 25 anos). Considerou-se a substituição dos mesmos, tendo sido efetuado um estudo
técnico-econômico, com base nos dados abaixo:

Capacidade instalada: 640 TR (4 x 160 TR)
TRh calculada por ano: 1.136.083 TRh

• Custos Iniciais de Reposição:

4 resfriadores alternativos (instalados) R$ 475.680,00 (Alt 1)
4 resfriadores parafuso (instalados) R$ 565.920,00 (Alt 2)

• Tarifa da E.E. R$ 0,118 por kWh.

• Rendimento dos resfriadores – kW/TR

Existente 1,3

Alternativo 0,95
Parafuso 0,74

• Custos Operacionais

Energia Elétrica: kWh R$

Existente .476.907 174.275,30
Compressor Alternativo 1.079.278 127.354,00
Compressor Parafuso 840.701 99.202,76

145


Manutenção (R$) 1 a 5 anos 6 a 20 anos
Existente 9.000,00 14.498,00
Compressor Alternativo 14.573,00 14.573,00

Compressor Parafuso 14.573,00 14.573,00
Custo Operacional Total (R$) 1 a 5 anos 6 a 20 anos
Existente 213.275,00 189.223,00
Compressor Alternativo 141.927,00 141.927,00

Compressor Parafuso 113.375,00 113.775,00

• Resumo – Comparação dos Equipamentos

Tipo de Economia Economia Retorno (anos) Retorno (anos)
Equipamento kW/ano % 10% aa 12% aa
Alternativo 397,629 7,7 17 40
Parafuso 636,205 11,8 10 12

Ret-anos Ret-anos
Dif. De Custo (10% aa) Dif. De Custo (12% aa)
4-ANOS 4,5 ANOS

146


REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

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147


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Revista CLIMATIZAÇÃO.

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Wang, S. K, “Handbook Of Air Conditioning And Refrigeration”, 2a Ed. McGraw-Hill, New York, 2000

148


Anexo I: Diagramas de Mollier para os refrigerantes R22 e R134a.

149


150


Anexo II: Roteiro de Cálculo de Carga Térmica

Neste anexo é apresentado um roteiro para cálculo de carga térmica. Deve-se observar que as
grandezas estão no Sistema Inglês de Unidades.

II.1 – Insolação e Transmissão externa
a. Insolação Através de Vidros

!
Q a = It A ϕ a

onde: It Intensidade de radiação máxima para o dia desejado (Tabela 15 e correções)

A Área envidraçada
ϕ Fator de redução do vidro (Tab. 16 - Anexo IV – Tabelas)

a Fator de armazenamento (Tab. 7, 8, 9 ou 11 - Anexo IV – Tabelas).

b. Transmissão de Calor Através Vidros Externos

Qb = U A (Text − Tint )
!

Obs: U é tabelado para as condições de verão ou inverno (consultar Anexo IV – Tabelas).

c. Insolação e Transmissão de Calor Através de Paredes Externas

!
Q c = U A ∆Te

onde: U Coeficiente global para parede externa (Anexo IV – Tabelas)
A Área da parede

∆Te Diferença de temperatura equivalente (Tab. 19 + Correções - Anexo IV – Tabelas)

d. Insolação e Transmissão Através de Telhados

!
Q d = U A ∆Te

onde: U Coeficiente global do telhado (Anexo IV – Tabelas)
A Área do telhado projetada
∆Te Diferença de temperatura equivalente (Anexo IV – Tabelas)

151


Obs.: Caso exista rebaixamento em gesso, considera-se apenas 80% do valor acima.

Resumindo, o ganho de calor devido a insolação e transmissão externa é:

! ! ! !
∑1 = Q a + Q b + Q c + Q d

II.2 – Transmissão de Calor Através de Partes Internas
a. Vidros Internos (consultar Anexo IV – Tabelas)

Q1 = U A (Text − Tint − 3 º C )
!

b. Paredes Internas (Divisórias)

Q 2 = U A (Text − Tint − 3 º C )
!

onde: U Coeficiente global (consultar Anexo IV – Tabelas)
A Área da Parede (Desprezam-se as áreas das portas e janelas)

Obs: Só ocorrerá a transmissão de calor através do vidro ou da parede se um ou outro estiver entre o
ambiente condicionado e o não condicionado (NC)

c. Lages e Pisos (Assoalhos)
Se o ambiente adjacente não é condicionado, tem-se:

Q 3 = U A (Text − Tnti − 3º C)

onde: U Coeficiente global (tabelado)
A Área do piso ou teto

Obs: Caso exista rebaixamento do teto em gesso considera-se apenas um ganho de 80%. Quando o
assoalho estiver diretamente sobre o solo, despreza-se esta parcela.

Resumindo, o ganho de calor devido a transmissão entre partes internas é:

! ! !
∑ 2 = Q1 + Q 2 + Q 3

II.3 – Cargas internas
a. Iluminação

152


Lâmpadas Incandescentes: !
Q 4 = n PL 0,86 (kcal/h)


Lâmpadas Fluorescentes: Q 4 = n (1 + r ) PL 0,86
! (kcal/h)

r corresponde a porcentagem de calor dissipado pelos reatores, sendo igual a:
r = 0,250 para reatores eletromagnéticos.
r = 0,075 para reatores eletrônicos.

Obs: Quando o reator estiver no forro deve-se considerar apenas 80% da carga dos reatores, isto é:

b. Calor Sensível Liberado Pelos Ocupantes

!
Q5 = n S

onde: n Número de ocupantes
S Calor sensível liberado por ocupante que depende da temperatura do ambiente e da
atividade (consultar NBR6401 ou Anexo IV – Tabelas)).

c. Calor Sensível de Equipamentos
Considerar apenas a parcela da potência nominal do equipamento que seja liberada na forma
!
de calor ( Q 6 )

Resumindo, o ganho de calor devido a cargas internas é:

! ! !
∑3 = Q 4 + Q 5 + Q 6

A carga térmica sensível interna do recinto será dada por:

∑4 = ∑1 + ∑2 + ∑3
153


II.4 – Calor Latente Interno do Recinto

∑5 = N L + outros

onde: n Número de ocupantes
L Calor latente liberado por ocupante (NBR6401 ou Anexo IV – Tabelas)

Outros Outras fontes latentes, como por exemplo, cafeteiras, pratos de comida, lagos, , etc;

II.5 – Outros Ganhos de Calor Sensível

Ganho de calor nos dutos
5% de ∑4 nos casos normais
Vazamento de ar nos dutos

Calor do ventilador 5% de ∑4

Assim, estes componentes correspondem a 10% de ∑4

∑6 = ∑4 + 10%∑4

II.6 – Carga Sensível do Ar Exterior Suposta no Recinto

Q SAef = c p,ar Var,ext ρ ar (Text − Tint ) b
!

onde: Var,ext Vazão de ar exterior de ventilação

b Fator de bypass

II.7 – Carga Térmica Sensível Efetiva do Recinto

!
∑ a = ∑ 6 + Q SAef

II.8 – Carga Térmica Latente do Ar Exterior Suposta Incidente no Recinto

QLAef = hlv Var,ext ρ ar (Wext − Wint ) b
!

154


II.9 – Carga Térmica Latente Efetiva do Recinto

!
∑ b = ∑ 5 + QLAef + 0,05 ∑ 5

onde os 5:% adicionais em ∑5 , são por segurança para compensar o ganho de umidade pelas

paredes

II.10 – Carga Térmica Total Efetiva do Recinto

Calor total efetivo = ∑ a + ∑ a

II.11 – Cargas Térmicas Removidas Diretamente No Equipamento

Grande total = ∑10 + ∑ a + ∑ b + outros

onde: ∑10 Carga térmica total da parcela de ar exterior que é resfriada pelo condicionador

∑10 = Var,ext ρar (1 − b ) [c p,ar (Text − Tint ) + hlv (Wext − Wint )]

∑ a + ∑ a = Calor total efetivo do recinto

Outros:

• Parte da insolação e transmissão através de teto que foi absorvida pelo forro (20%)

• Parte da insolação e transmissão através de paredes que foi absorvida pelo forro (20%)

• Parte da potência (carga térmica dos reatores) dissipada no forro (20%)

Observação: Grande total é a potência frigorífica que o condicionador deve ter para atender a carga
térmica total efetiva do recinto

155


Anexo III: Exemplo Completo de Cálculo de Carga Térmica

Um escritório ocupa uma sala no 7o pavimento de um edifício comercial com 22 pavimentos. O
prédio está numa cidade do Hemisfério Sul (20º de Latitude – Altitude de 700 m) e, cujas condições
externas para projeto são 35 ºC BS e 27 ºC BU, sendo amplitude diária (daily range) de 7 ºC (∆Tdia).
Todas as salas do pavimento em questão são condicionadas, não sendo as demais dependências. O
pavimento superior é condicionado, o inferior não. A iluminação é fluorescente com luminárias tipo
pendural, sendo os reatores instalados nas luminárias. A taxa de iluminação é de 20 W/m². A
proteção contra insolação das janelas de alumínio é feita por cortinas de cor clara. Sendo as
condições 24 ºC e 55 % UR. Determinar a carga térmica.

PLANTA BAIXA
Cotas em metros
Escala 1/200

0,25 8,00 0,15 Circulação
0,15

Sala Vizinha

SE
Pé direito = 3,00 Sala
Vizinha
8,75

Vidro comum 2,50 x 2,20

17,75 0,15 45O

N

Solução.
• Determinação do dia e hora para o cálculo da carga térmica máxima
• Supor que o recinto seja ocupado de 8:00h as 20:00h (12 h/dia)
• Supondo que a carga térmica dos ocupantes e iluminação sejam constantes, conclui-se que a
carga térmica será máxima quando o ganho de calor devido à insolação e a transmissão for
máximo, já que estas são as parcelas variáveis com o tempo.

Observando a planta baixa constata-se que a fachada NE tem uma grande área envidraçada, o
que pode indicar que o máximo da carga térmica ocorrerá quando a insolação for máxima nesta
fachada.

156


A tabela 6 fornece o pico de radiação solar através de vidros.


 Latitude 20 " S

 Fachada NE
⇒ máximo em ⇒ { Junho It = 452 kcal / h.m 2


Junho

Latitude 20 " S
Indo à Tabela 15 com:  ⇒ Dia 21 de junho às 9 : 00 h (a.m.)
Fachada NE
I = 167
t

Observações. Antes de iniciarmos as correções de It, devemos lembrar que a temperatura do ar
exterior (e do ponto de orvalho) varia durante as horas do dia, ou seja,

A Tabela 2 dá a correção da temperatura do ar exterior em função da hora do dia e da
amplitude diária (daily range).

Para este problema devemos calcular as correções da temperatura do ar exterior
considerando:

∆T = 7 " C
 dia

(Text )BS = 35 C às 15 : 00 horas
"


• Cálculo da correção da temperatura de bulbo seco às 9:00 h (am), pela Tabela 2.

Como ∆Tdia = 7 ºC, deve-se interpolar entre 5 ºC e 7,5 ºC, e correção será de -5,2 ºC. Da
mesma forma pode-se calcular as correções para 10, 11, 12 e 13 horas (tabela abaixo):

Hora (h) 9 10 11 12 13
Correção Tab. 2 -5,2 -4,3 -3,6 -2,8 -1,8
Text BS (ºF) 29,8 30,7 31,46 32,2 33,2
(Text -Tint) (ºF) 5,8 6,7 7,4 8,2 9,2

157


• Correções da insolação pela Tabela 6 para fachada NE

BS = 29,8 " C


às 9 : 00 h BU = 27 − 1,15 = 25,85 " C ⇒ carta psicrométr ica ⇒ Torv = 24,2 " C
(corrigida pela Tab. 2)



 24,2 − 19,5  700 
(It )cor = 452 1,17
# 1 −
 0,05  1 +
 0,007  = 524 kcal / h.m 2

Janelas  $$$ &$$$$  $300 $$%
' $10 
% ' $& 
de Ponto de Orvalho Altitude
Alumínio
acima 67 " F

Calculando-se a hora de máximo pela análise da soma das cargas devido a insolação /
transmissão na parede NE, da insolação nas janelas NE e da transmissão através dos vidros nos
seguintes horários: 9, 10, 11, 12 e 13 horas.

• Cálculo das parcelas que vão indicar a hora da máxima carga dérmica.
1) Insolação nas janelas da fachada NE

φ1 = It A ϕ a

Área das janelas: A = 5
# 2,50 2,20 = 27,5 m 2
Num de
Janelas

Fator de redução do vidro (ϕ ) : Vidro comum com cortina clara. Obtém-se na Tab. 16 ϕ = 0,56

Fator de armazenamento (a)

Janela sombreada Fachada NE
 
 2
(int ernal shade ) ⇒ Tab.11 ⇒ Construção Média (500 kg / m )
 Internal Shade
Operação : 12 h / dia 


Obtém-se:

Hora 9 10 11 12 13
a 0,70 0,75 0,72 0,63 0,49

158


⇒ !
Q1 = 524 27,5 0,56 . a

2) Transmissão de calor através dos vidros das janelas

Q 2 = U A (Text − Tint )
!

Considerando que as janelas são cobertas completamente com cortinas, adotar o valor de U
como sendo 5,0 kcal/h.m² ºC.

Q 2 = 5,0 27,5 (Text − Tint )

3) Insolação e transmissão na parede NE

!
Q 3 = U A ∆Te

Considerando paredes de tijolos furados de 25 cm, obtém-se da Tabela XX para paredes
externas U = 1,42 kcal/h.m².°C.

Área da parede: A = 3 x 17,50 – 27,5 ∴ A = 25,0 m²

Diferença de temperatura equivalente ( ∆Te ). Este valor é dado na Tabela 19 para a Lat. 40º N,
em Julho, que equivale ao mês de Janeiro, na Lat. 40º S. Para latitudes diferentes, corrigir por:

Rs
∆Te = ∆Tes + b (∆Tem − ∆Tes )
Rm

∆Tes e ∆Tem deverão ser corrigidos em função da amplitude diária e da diferença (Text − Tint )
às 15:00 h, através da Tabela 20A.

(T − T ) = 35 − 24 = 11 " C
 ext int
Assim para:  "

∆Tdia = 7 C

Obtém-se na Tabela 20a a correção para ∆Tes ou ∆Tem igual a +4,6 ºC.

159


∆Tes e ∆Tem são retirados da Tabela 19 para:

Fachada NE (Lat. Sul) = Fachada SE (Lat. Norte )

∆Tem Hora desejada
Peso da Parede 300 kg / m 2 (Paredes de Tijolos Furados 20 cm))


Da Tabela 19 para às 9:00 h, tem-se: ∆Tem = 7,2 ºC e ∆Tes = -1,7 ºC

(∆Tem )corrigido = 7,2 + 4,6 = 11, 8 " C (∆Tes )corrigido = −1,7 + 4,6 = 2,9 º C

Rs = Pico de radiação para a fachada NE, 20 ºS, em 21 de Junho (Tab.15). Rs = 42 kcal/h.m²

Rm = Pico de radiação para a fachada NE, 40 ºS, em 21 de Janeiro (Tab. 6):

Rm = 1,07 x 339 ∴ Rm = 362 kcal/h.m²

Correção para janeiro

Pode-se montar a seguinte Tabela para obter ∆Te nos horários 9, 10, 11, 12 e 13 horas, para
fachada NE 20 ºS em 21 de Junho.

Rs
= 1 248
,
Rm

9h 10 h 11 h 12 h 13 h
∆Tem (corrigido) 11,8 15,7 17,9 20,2 19,0
∆Tes (corrigido) 2,9 3,5 4,1 4,6 6,3
(∆Tem − ∆Tes ) 8,9 12,2 13,8 15,6 12,7
Rs
b (∆Tem − ∆Tes ) 11,1 15,2 17,2 19,5 15,9
Rm
Rs
∆Tes + b (∆Tem − ∆Tes ) 14,0 18,7 21,3 24,1 22,2
Rm

Q3 = 1,42 . 25,0 ∆Te

160


O maior valor corresponde a hora
Assim vem: do máximo da carga térmica ou
seja, 10:00 do dia 21 de Junho

9h 10h 11h 12h 13h

0,70 0,75 0,72 0,63 0,49
Insolação vidros
!
Q1 = 524 . 27,5 . 0,56
5648 6052 5810 5083 3954

5,8 6,7 7,4 8,2 9,2
Transmissão vidros

Q 2 = 5,0 . 27,5 . (Text − Tint )
!
797 921 1017 1127 1265

Insolação / Transmissão na 14,0 18,7 21,3 24,1 22,2
parede NE
!
Q = 1,42 . 25,0. ∆T
3 e 497 664 756 856 788

!( ! !
Total: Q1 + Q 2 + Q 3 ) 6942 7637 7583 7066 6007

Pela Tabela anterior conclui-se que o pico de carga térmica ocorre às 10h do dia 21 de Junho.
Agora vamos seguir o roteiro de cálculo da carga térmica avaliando as diversas parcelas às 10:00 h.

Cálculo Final

1) Insolação e transmissão externa
a) Insolação através de vidros

Vidros NE: !
Q1 = 524 . 27,5 . 0,56 . 0,75 = 6052 kcal/h

b) Transmissão de calor através de vidros externos

!
Q 2 = 5,0 . 27,5 . 6,7 = 921 kcal/h

c) Insolação em paredes externas

Parede NE !
Q 3 = 1,42 . 25,0.18,7 = 664 kcal/h

161


Parede SE !
Q c = U A ∆Te

U = 1,42 kcal/h.m2.oC (Parede externa, tijolos furados, 20 cm)

A = 3,00 8,50 = 25,50 m²

∆Te . A diferença de temperatura equivalente é obtida da Tabela 19, mas
como estamos na latitude 20ºS, deve-se corrigir o valor do ∆Te com a
expressão:

Rs
∆Te = ∆Tes + b (∆Tem − ∆Tes )
Rm

Peso = 300 kg / m 2

Latitude 20 " S
Considerar que a parede SE tem: 
∆Tdia =7 C
"
(T − T ) = 11 " C
 ext int

Tab. 19, para 
Fachada SE 
 
∆Tem = 
Lat. Sul 
10 : 00 (am) 
 

∆Tem = 13,3 + 4,6 ∴ ∆Tem = 17,9 ºC

∆Tes = -1,1 + 4,6 ∴ ∆Tes = 3,5 ºC

Lat. 20 " S

Rs = 48 kcal/h.m2.OC Fachada SE
Junho


Lat. 40 " S
2 
Rm = 1,07 344 = 368 kcal/h.m . C O
Fachada SE
Janeiro


48
∆Te = 3,5 + (17,9 − 3,5)
1,07 . 344

∆Te = 5,4 º C

162


⇒ (Qc )SE = 1,42 . 25,5 . 5,4
! ∴ (QSE )SE = 195,5 kcal / h

2) Transmissão de calor através de partes internas

a) Vidros internos. Não existem vidros internos

b) Paredes internas
Como as salas vizinhas são condicionadas, só ocorre o ganho de calor da circulação, ou seja:

Q 2 = U A (Text − Tint − 3º C)
!

U - para parede interna de 15 cm = 1,56 kcal/h.m2.°C

A = 3 (17,75 - 8 - 0,25 - 0,15) A = 28,1 m²

Te = 30,7 ºC (às 10:00 horas)1

Q 2 = 1,56 . 28,1 . (30,7 − 24 − 3º C))
! !
Q 2 = 162 kcal / h

c) Piso e teto.
O andar inferior não é condicionado, logo o ganho de calor pelo piso é:

Q 3 = U A (Text − Tint − 3º C )
!

U - Para laje simples com tacos = 2,0 kcal/h.m2.OC

A = (8,75 - 0,25) . (17,75 – 0,25) A = 148,8 m²

Q 3 = 2,0 .148,8 . (30,7 − 24 − 3º C)
! !
Q 3 = 1106 kcal / h

O andar superior é condicionado, logo o ganho de calor através do teto será considerado nulo.

3) Cargas Internas
a) Iluminação. Taxa de iluminação = 20W/m²

Área do ambiente = 8,50 . 17,50 = 148,8 m²

163


Assim, a carga térmica para lâmpadas fluorescentes tipo pendural será:

!
Q 4 = 1,25 .148,75 . 20 . 0,86 !
Q 4 = 3198 kcal / h

b) Ocupantes
Como não existe indicação do nº de pessoas, vamos usar a indicação da ABNT – NBR6401
para a taxa de ocupação:

Escritórios em geral = 6 m²/pessoa
Nº de pessoas = 148,75/5=6 ≅ 25 pessoas

Para os ocupantes a temperatura de 24 ºC em atividade de escritório, tem-se:

Calor sensível liberado = 61 kcal/h.Pessoa
Calor latente liberado = 52 kcal/h.pessoa

!
Carga sensível dos ocupantes: Q 5 = 25 . 61 = 1525 kcal / h

Carga latente dos ocupantes: !
Q 6 = 25 . 52 =1300 kcal / h

Assim, a carga térmica interna será:

!
Sensível ( Q SI ): !
Q SI = 6052 + 921 + 664 + 195 + 162 + 1106 + 3198 + 1525

!
Q SI = 13819 kcal / h

!
Latente ( QLI ): !
QLI = 1300 kcal / h

Cálculo da Capacidade Frigorífica do Condicionador de Ar


BS = 30,7 " C
• Condições do ar exterior às 10.00:  ⇒ Wext = 20,3 g / kg
BU = 25,8 " C


BS = 24 " C
• Condições do ar interior:  ⇒ Wint = 10,1 g / kg
55% UR

164


• !
Vazão de ar exterior de ventilação ( Vext )

Taxa de ventilação = 25 m3/pessoa !
Vext = 15 . 25 = 625 m3 / h

• Calor sensível efetivo do recinto

Q Sef = 1,10 Q SI + Vext ρ ar c p,ar (Text − Tint ) . b
! ! !

Q Sef = 1,10 .13819 + 1,06 . 625 . 0,24 . (30,7 − 24 ). 0,20 = 15410 kcal / h
!

• Calor Latente efetivo do recinto

QLef = 1,05 QLI + Vext ρ ar h lv (Wext − Wint ) . b
! ! !

!
QLef = 1,05 1300 + 625 . 1,06 . 595 (0,0203 − 0,0101) = 2172 kcal / h

• Fator de calor sensível do recinto

calor sensível efetivo 15410
(fcs)ef = (fcs)ef = = 0,877
calor total efetivo 15410 + 2172

• Cálculo da potência do condicionador

Q o = Q Tef + (1 - b ) . Vext ρ ar c p,ar (Text - Tint ) + (1 - b ) . Vext ρ ar hlv (Wext - Wint )
! ! ! !

Q o = 15410 + 2172 + 0,8 625 1,06 0,24 (30,7 - 24) + 0,8 625 1,06 595 (0,0203 - 0,0101)
!

!
Q o = 21650 kcal / h ≅ 7,2 TR

• Cálculo da vazão de ar

(fcs)ef = 0,87 ⇒ ponto de orvalho do aparelho (TADP ) TADP = 11,3 ºC

!
Q Sef
Com a carga sensível efetiva, tem-se: !
VINS =
(1 − b) . c p,ar ρar (Tint − TADP )

! 15410
VINS =
0,80 . 0,24 . 1,08 (24 - 11,0 )

!
VINS = 5846 m 3 / h

165


Dados para seleção do equipamento de ar condicionado:

• Vazão de ar = 5846 m3/h

• Potência Frigorífica = 7,2 TR

• Fator de bypass = 0,20

• TADP = 11,3 ºC

166


Obra Pro. Exemplo Folha de
Localidade São Paulo

CARGA TÉRMICA ZONA Calculado: Data:

DE VERÃO única Verificado: Data:
Uso do local: escritório 8,5 "m"x 17,5 "m" = 149 "m2"
Dimensões do local
Ocup. (pessoas): 25 149 m2 x 3,0 "m" = 446 "m3"
Condições de cálculo 10 horas BS UR BU v [m3/kg] g/kg kcal/kg
Latitude 20 S Mês Junho Condições externas 30,7 67 25,8 0,961 20,30 24,04
Altitude [m] 700 ∆ t diário 7 Condições internas 24,0 50 17,3 0,925 10,07 16,15
Patm [kPa] 0,95 Hrs. oper. 12 ∆ 6,70 10,23 7,89
25 pess 25 m3/h/pess. 625 Portas pess. m3/h/pess -
Ar externo
Higienização

Aberturas m2 m3/h/m2 -

Infiltrações
25 pess m3/h/pess. - Frestas m m3/h/m -
625
Exaustão forçada m3/h -
"m3/h" 149 m2 m3/h/m2 - Ren/h 446 m3 -
625 -
GANHOS DE CALOR RESUMO kcal/h
1 Insolação (rad) m2 kcal/m2h FS kcal/h 1 Insolação janelas 6.052
NE 27,5 393,0 0,56 6.052 2 Paredes e teto externo 859
- 3 Outras transmissões 2.185
- 4 Infiltrações (sensível) -
- 5 Fontes internas (sens) 4.723
m3/h/TR

6.052 Sub-total 13.819
2 Paredes e teto ext. m2 ∆ t equiv. K Duto insuflamen 5 % 691
NE 25,0 18,7 1,42 664 Motor/ ventilador 5 % 691
25,5 5,4 1,42 196 Coef. segurança 0 % -
816,7

- Calor sensível interno 15.201
-
Teto externo - 6 Infiltrações (latente) -
m3/h/m2

859 7 Fontes internas (lat.) 1.300
3 Outras transm. m2 ∆t K Sub-total 1.300
Janelas 27,5 6,70 5,00 921 Coef. Segurança 5 % 65
Parede int. 28,1 3,70 1,56 162 Calor latente interno 1.365
39,39

Parede int. -
Parede int. - Calor total interno 16.566
Teto interno -
Piso 149 3,70 2,00 1.101 Calor no retorno
Pessoa/TR

2.185 Calor devido ao ar externo
4 Infiltrações (sensível) 1,04 625,00 m3/h 7,9 5.129
0 1,04 kg/h x 0,24 x 6,70 -
TOTAL GERAL 21.695 kcal/h
5 Fontes internas (sensível)
3,48

Pessoas 25 x 61 1.525 7,2 TR
Luzes fluor. 149 20 w/m2 x 1,08 3.198 Cálculo Psicrométrico
Luzes inc. 149 w/m2 x 0,86 - Fator de calor 15201
m2/TR

0,92
Motores CV x 632 - sensível 16566
Motores kW x 860 - Condições do ar na saída da serpentina
Micros kW x 860 - TBS = 14 UR = 90 h = 13,48 kcal/kg
20,73

Equip. elétricos kW x 860 - Vazão 15201
5859 m3/h
4.723 de ar 1,08 x0,24x 10,0
Dados Comparativos:

6 Infiltrações (latente) Condições do ar na entrada da serpentina
0 1,04 kg/h 10 x 600 - TBS = 24,7 TBU = 18,2 h = 16,99 kcal/kg
7 Fontes internas (latente) b 0,20
Pessoas 25 x 52 1.300 Qs,ef 15410,30 kcal/h
Ql,ef 2156,51 kcal/h
Vapor livre kg/h x 540 - FCSef 0,877
Tadp 11,3 C
1.300 Var 5846 m3/h

167


Obra Folha de
Localidade

CARGA TÉRMICA ZONA Calculado: Data:

DE VERÃO Verificado: Data:
Uso do local: "m"x "m" = "m2"
Dimensões do local
Ocup. (pessoas): 0 m2 x "m" = "m3"
Condições de cálculo Hora BS UR BU v [m3/kg] g/kg kcal/kg
Latitude Mês Condições externas
Altitude [m] ∆ t diário Condições internas
Patm [kPa] Hrs. oper. ∆
pess m3/h/pess. Portas pess. m3/h/pess
Ar externo
Higienização

Aberturas m2 m3/h/m2

Infiltrações
pess m3/h/pess. Frestas m m3/h/m
Exaustão forçada m3/h
"m3/h" m2 m3/h/m2 Ren/h m3

GANHOS DE CALOR RESUMO kcal/h
1 Insolação (rad) m2 kcal/m2h FS kcal/h 1 Insolação janelas
2 Paredes e teto externo
3 Outras transmissões
4 Infiltrações (sensível)
5 Fontes internas (sens)
m3/h/TR

Sub-total
2 Paredes e teto ext. m2 ∆ t equiv. K Duto insuflamen %
Motor/ ventilador %
Coef. segurança %
Calor sensível interno

6 Infiltrações (latente)
m3/h/m2

7 Fontes internas (lat.)
3 Outras transm. m2 ∆t K Sub-total
Janelas Coef. Segurança %
Parede int. Calor latente interno
Parede int.
Parede int. Calor total interno
Teto interno
Piso Calor no retorno
Pessoa/TR

Calor devido ao ar externo
4 Infiltrações
(sensível) kg/h
kg/h x 0,24 x
TOTAL GERAL kcal/h
5 Fontes internas (sensível)
Pessoas x TR
Luzes fluor. w/m2 x 1,08 Cálculo Psicrométrico
Luzes inc. w/m2 x 0,86 Fator de calor
m2/TR

Motores CV x 632 sensível
Motores kW x 860 Condições do ar na saída da serpentina
Micros kW x 860 TBS = UR = h= kcal/kg
Equip. elétricos kW x 860 Vazão
m3/h
de ar x0,24x
Dados Comparativos:

6 Infiltrações (latente) Condições do ar na entrada da serpentina
kg/h x 600 TBS = TBU = h= kcal/kg
7 Fontes internas (latente) b
Pessoas x Qs,ef kcal/h
Ql,ef kcal/h
Vapor livre kg/h x FCSef
Tadp C
Var m3/h

168


Anexo IV – Tabelas Para Cálculo de Carga Térmica

As tabelas apresentadas nesse anexo foram retiradas do “Manual de Aire Acondicionado”,
da Carrier, 1983. A numeração das tabelas foi mantida a mesma do manual.

Tabela 2 – Correções para a temperatura externa de projeto em função da hora considerada.

Tabela 3 – Correções para a temperatura externa de projeto em função do mês considerado.

169


Tabela 6: Insolação através do vidro (kcal/h.m2)
LATITUDE MÊS ORIENTAÇÃO (LATITUDE SUL)
SUL S SE E NE N NO O SO HORIZ.
Dezembro 160 423 398 113 38 113 398 423 612
Novembro e Janeiro 130 414 412 141 38 141 412 414 631
Outubro e Fevereiro 67 382 442 214 38 214 442 382 664
O
0 Setembro e Março 27 320 452 320 38 320 452 320 678
Agosto e Abril 27 214 442 382 92 382 442 214 664
Julho e Maio 27 141 412 414 181 414 412 141 631
Junho 27 113 398 423 222 423 398 113 612
Dezembro 108 414 420 149 38 149 420 414 659
O
10 Setembro e Março 27 279 444 344 75 344 444 279 669
Agosto e Abril 27 179 420 404 128 404 420 179 623
Julho e Maio 24 100 387 436 287 273 387 100 569
Junho 24 75 371 442 324 442 371 75 547
Dezembro 70 417 433 198 38 198 433 417 678
O
20 Setembro e Março 27 235 442 379 176 379 442 235 631
Agosto e Abril 24 141 398 433 301 433 398 141 564
Julho e Maio 21 70 347 444 382 444 347 70 488
Junho 21 48 328 452 404 452 328 48 461
Dezembro 54 377 436 244 57 244 436 377 678
O
30 Setembro e Março 24 244 428 412 284 412 428 244 574
Agosto e Abril 21 105 366 442 393 442 366 105 485
Julho e Maio 19 43 314 439 431 439 314 43 393
Junho 16 32 284 439 442 439 284 32 355
Dezembro 46 360 439 301 146 301 439 360 642
O
40 Setembro e Março 24 157 404 439 379 439 404 157 496
Agosto e Abril 19 94 330 442 439 442 330 94 349
Julho e Maio 13 32 271 423 450 423 271 32 279
Junho 13 27 233 401 447 401 233 27 230
Dezembro 43 341 444 366 252 366 444 341 596
O
50 Setembro e Março 21 157 374 442 428 442 374 157 401
Agosto e Abril 13 78 284 425 452 425 284 78 254
Julho e Maio 10 24 173 344 414 344 173 24 143
Junho 8 19 127 314 382 314 127 19 108
Esquadria
Ponto de orvalho Ponto de Latitude sul
metálica ou
Limpeza Altitude superior a 19,5 orvalho inferior Dezembro ou
Coeficiente de sem O O
C a 19,5 C Janeiro
Correção esquadria
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 O O
-15% máximo -5% por 4 C +5% por 14 C +7%
1,17 m

170


Tabela 7: Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com elemento de proteção interna, 24 horas diárias de
funcionamento e temperatura interior constante.
PESO HORA SOLAR
ORIENTAÇÃO (kg/m2 de MANHÃ TARDE MANHÃ
(Latitude Sul) superfície de
solo) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5

750 ou mais 0,47 0,58 0,54 0,42 0,27 0,21 0,20 0,19 0,18 0,17 0,16 0,14 0,12 0,09 0,08 0,07 0,06 0,06 0,05 0,05 0,04 0,04 0,04 0,03
SE 500 0,48 0,60 0,57 0,46 0,30 0,24 0,20 0,19 0,17 0,16 0,15 0,13 0,11 0,08 0,07 0,06 0,05 0,05 0,04 0,04 0,03 0,03 0,02 0,02
150 0,55 0,76 0,73 0,58 0,36 0,24 0,19 0,17 0,15 0,13 0,12 0,11 0,07 0,04 0,02 0,02 0,01 0,01 0 0 0 0 0 0

750 ou mais 0,39 0,56 0,62 0,59 0,49 0,33 0,23 0,21 0,20 0,18 0,17 0,15 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,07 0,06 0,05 0,05 0,05 0,04 0,04
E 500 0,40 0,58 0,65 0,63 0,52 0,35 0,24 0,22 0,20 0,18 0,16 0,14 0,12 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,05 0,04 0,04 0,03 0,03 0,02
150 0,46 0,70 0,80 0,79 0,64 0,42 0,25 0,19 0,16 0,14 0,11 0,09 0,07 0,04 0,02 0,02 0,01 0,01 0 0 0 0 0 0

750 ou mais 0,04 0,28 0,47 0,59 0,64 0,62 0,53 0,41 0,27 0,24 0,21 0,19 0,16 0,14 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,06 0,05 0,05
NE 500 0,03 0,28 0,47 0,61 0,67 0,65 0,57 0,44 0,29 0,24 0,21 0,18 0,15 0,12 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,05 0,04 0,04 0,03
150 0 0,30 0,57 0,75 0,84 0,81 0,69 0,50 0,30 0,20 0,17 0,13 0,09 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0 0 0 0 0 0

750 ou mais 0,06 0,06 0,23 0,38 0,51 0,60 0,66 0,67 0,64 0,59 0,42 0,24 0,22 0,19 0,17 0,15 0,13 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,07
N
500 0,04 0,04 0,22 0,38 0,52 0,63 0,70 0,71 0,69 0,59 0,45 0,26 0,22 0,18 0,16 0,13 0,12 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,06 0,05
150 0,10 0,21 0,43 0,63 0,77 0,86 0,88 0,82 0,56 0,50 0,24 0,16 0,11 0,08 0,05 0,04 0,02 0,02 0,01 0,01 0 0 0 0

750 ou mais 0,08 0,08 0,09 0,10 0,11 0,24 0,39 0,53 0,63 0,66 0,61 0,47 0,23 0,19 0,18 0,16 0,14 0,13 0,11 0,10 0,09 0,08 0,08 0,07
NO 500 0,07 0,08 0,08 0,08 0,10 0,24 0,40 0,55 0,66 0,70 0,64 0,50 0,26 0,20 0,17 0,15 0,13 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05
150 0,03 0,04 0,06 0,07 0,09 0,23 0,47 0,67 0,81 0,86 0,79 0,60 0,26 0,17 0,12 0,08 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0 0

750 ou mais 0,08 0,09 0,09 0,10 0,10 0,10 0,10 0,18 0,36 0,52 0,63 0,65 0,55 0,22 0,19 0,17 0,15 0,14 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07
O 500 0,07 0,08 0,08 0,09 0,09 0,09 0,09 0,18 0,36 0,54 0,66 0,68 0,60 0,25 0,20 0,17 0,15 0,13 0,11 0,10 0,08 0,07 0,06 0,05
150 0,03 0,04 0,06 0,07 0,08 0,08 0,08 0,19 0,42 0,65 0,81 0,85 0,74 0,30 0,19 0,13 0,09 0,06 0,05 0,03 0,02 0,02 0,01 0

750 ou mais 0,08 0,09 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,16 0,33 0,49 0,61 0,60 0,19 0,17 0,15 0,13 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,07 0,06
SO 500 0,07 0,08 0,09 0,09 0,10 0,10 0,10 0,10 0,16 0,34 0,52 0,65 0,64 0,23 0,18 0,15 0,12 0,11 0,09 0,08 0,07 0,06 0,06 0,05
150 0,03 0,05 0,07 0,08 0,09 0,09 0,10 0,10 0,17 0,39 0,63 0,80 0,79 0,28 0,18 0,12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,02 0,01 0

750 ou mais 0,08 0,37 0,67 0,71 0,74 0,76 0,79 0,81 0,83 0,84 0,86 0,87 0,88 0,29 0,26 0,23 0,20 0,19 0,17 0,15 0,14 0,12 0,11 0,10
S
500 0,06 0,31 0,67 0,72 0,76 0,79 0,81 0,83 0,85 0,87 0,88 0,90 0,91 0,30 0,26 0,22 0,19 0,16 0,15 0,13 0,12 0,10 0,09 0,08
e Sombra
150 0 0,25 0,74 0,83 0,88 0,91 0,94 0,96 0,96 0,98 0,98 0,99 0,99 0,26 0,17 0,12 0,08 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01

171


Tabela 8: Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com vidro descoberto e elemento de proteção externa, 24
horas diárias de funcionamento e temperatura interior constante.
PESO HORA SOLAR
(Latitude Sul) superfície de
solo) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5

750 ou mais 0,17 0,27 0,33 0,33 0,31 0,29 0,27 0,25 0,23 0,22 0,20 0,19 0,17 0,15 0,14 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,07 0,06 0,06
SE 500 0,19 0,31 0,38 0,39 0,36 0,34 0,27 0,24 0,22 0,21 0,19 0,17 0,16 0,14 0,12 0,10 0,07 0,08 0,07 0,06 0,05 0,05 0,04 0,03
150 0,31 0,56 0,65 0,61 0,46 0,33 0,26 0,21 0,18 0,16 0,14 0,12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01 0 0 0 0

750 ou mais 0,16 0,26 0,34 0,39 0,40 0,38 0,34 0,30 0,28 0,26 0,23 0,22 0,20 0,18 0,16 0,14 0,13 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,07 0,06
E 500 0,16 0,29 0,40 0,46 0,46 0,42 0,36 0,31 0,28 0,25 0,23 0,20 0,18 0,15 0,14 0,12 0,11 0,09 0,08 0,08 0,06 0,06 0,05 0,04
150 0,27 0,50 0,67 0,73 0,68 0,53 0,38 0,27 0,22 0,18 0,15 0,12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01 0,01 0 0 0,01

750 ou mais 0,08 0,14 0,22 0,31 0,38 0,43 0,44 0,43 0,39 0,35 0,32 0,29 0,26 0,23 0,21 0,19 0,16 0,15 0,13 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08
NE 500 0,05 0,12 0,23 0,35 0,44 0,49 0,51 0,47 0,41 0,36 0,31 0,27 0,24 0,21 0,18 0,16 0,14 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,06 0,06
150 0 0,18 0,40 0,59 0,72 0,77 0,72 0,60 0,44 0,32 0,23 0,18 0,14 0,09 0,07 0,05 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01 0 0 0

750 ou mais 0,10 0,10 0,13 0,20 0,28 0,35 0,42 0,48 0,51 0,51 0,48 0,42 0,37 0,33 0,29 0,26 0,23 0,21 0,19 0,17 0,15 0,14 0,13 0,12
N
500 0,07 0,06 0,12 0,20 0,30 0,39 0,48 0,54 0,58 0,57 0,53 0,45 0,37 0,31 0,27 0,23 0,20 0,18 0,16 0,14 0,12 0,11 0,10 0,08
150 0 0 0,12 0,29 0,48 0,64 0,75 0,82 0,81 0,75 0,61 0,42 0,28 0,19 0,13 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0 0

750 ou mais 0,11 0,10 0,10 0,10 0,10 0,14 0,21 0,29 0,36 0,43 0,47 0,46 0,40 0,34 0,30 0,27 0,24 0,22 0,20 0,18 0,16 0,14 0,13 0,12
NO 500 0,09 0,09 0,08 0,09 0,09 0,14 0,22 0,31 0,42 0,50 0,53 0,51 0,44 0,35 0,29 0,26 0,22 0,19 0,17 0,15 0,13 0,12 0,11 0,09
150 0,02 0,03 0,05 0,06 0,08 0,12 0,34 0,53 0,68 0,78 0,78 0,68 0,46 0,29 0,20 0,14 0,09 0,07 0,05 0,03 0,02 0,02 0,01 0,01

750 ou mais 0,12 0,11 0,11 0,10 0,10 0,10 0,10 0,13 0,19 0,27 0,36 0,42 0,44 0,38 0,33 0,29 0,26 0,23 0,21 0,18 0,16 0,15 0,13 0,12
O 500 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,10 0,12 0,19 0,30 0,40 0,48 0,51 0,42 0,35 0,30 0,25 0,22 0,19 0,16 0,14 0,13 0,11 0,09
150 0,02 0,03 0,05 0,06 0,07 0,07 0,08 0,14 0,29 0,49 0,67 0,76 0,75 0,53 0,33 0,22 0,15 0,11 0,08 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01

750 ou mais 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,12 0,17 0,25 0,34 0,39 0,34 0,29 0,26 0,23 0,20 0,18 0,16 0,14 0,13 0,12 0,10
SO 500 0,08 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,11 0,19 0,29 0,40 0,46 0,40 0,32 0,26 0,22 0,19 0,16 0,14 0,13 0,11 0,10 0,08
150 0,02 0,04 0,05 0,07 0,08 0,09 0,10 0,10 0,13 0,27 0,48 0,65 0,73 0,49 0,31 0,21 0,16 0,10 0,07 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01

750 ou mais 0,16 0,23 0,33 0,41 0,47 0,52 0,57 0,61 0,66 0,69 0,72 0,74 0,59 0,52 0,46 0,42 0,37 0,34 0,31 0,27 0,25 0,23 0,21 0,17
S
500 0,11 0,33 0,44 0,51 0,57 0,62 0,66 0,70 0,74 0,76 0,79 0,80 0,60 0,51 0,44 0,37 0,32 0,29 0,27 0,23 0,21 0,18 0,16 0,13
e Sombra
150 0 0,48 0,66 0,76 0,82 0,87 0,91 0,93 0,95 0,97 0,98 0,98 0,62 0,34 0,24 0,16 0,11 0,07 0,05 0,04 0,02 0,02 0,01 0,01

172


Tabela 9 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com de
proteção interno, 16 horas de funcionamento diário, temperatura interior constante.

Tabela 10 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com
vidro descoberto e elemento de proteção externo, 16 horas de funcionamento diário,
temperatura interior constante.

173


Tabela 11: Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação, 12 horas diárias de funcionamento, temperatura interior constante.
COM TELA INTERIOR COM TELA EXTERIOR OU VIDRO EXPOSTO
PESO
ORIENTAÇÃO HORA SOLAR
(kg/m2 de
(Latitude Sul) superfície de MANHÃ TARDE MANHÃ TARDE
solo)
6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17

750 ou mais 0,59 0,67 0,62 0,49 0,33 0,27 0,25 0,24 0,22 0,21 0,20 0,17 0,34 0,42 0,47 0,45 0,42 0,39 0,36 0,33 0,30 0,29 0,26 0,25
SE 500 0,59 0,68 0,64 0,52 0,35 0,29 0,24 0,23 0,20 0,19 0,17 0,15 0,35 0,45 0,50 0,49 0,45 0,42 0,34 0,30 0,27 0,26 0,23 0,20
150 0,62 0,80 0,75 0,60 0,37 0,25 0,19 0,17 0,15 0,13 0,12 0,11 0,40 0,62 0,69 0,64 0,48 0,34 0,27 0,22 0,18 0,16 0,14 0,12

750 ou mais 0,51 0,66 0,71 0,67 0,57 0,40 0,29 0,26 0,25 0,23 0,21 0,19 0,36 0,44 0,50 0,53 0,53 0,50 0,44 0,39 0,36 0,34 0,30 0,28
E 500 0,52 0,67 0,73 0,70 0,58 0,40 0,29 0,26 0,24 0,21 0,19 0,16 0,34 0,44 0,54 0,58 0,57 0,51 0,44 0,39 0,34 0,31 0,28 0,24
150 0,53 0,74 0,82 0,81 0,65 0,43 0,25 0,19 0,16 0,14 0,11 0,09 0,36 0,56 0,71 0,76 0,70 0,54 0,39 0,28 0,23 0,18 0,15 0,12

750 ou mais 0,20 0,42 0,59 0,70 0,74 0,71 0,61 0,48 0,33 0,30 0,26 0,24 0,34 0,37 0,43 0,50 0,54 0,58 0,57 0,55 0,50 0,45 0,41 0,37
NE 500 0,18 0,40 0,57 0,70 0,75 0,72 0,63 0,49 0,34 0,28 0,25 0,21 0,29 0,33 0,41 0,51 0,58 0,61 0,61 0,56 0,49 0,44 0,37 0,33
150 0,09 0,35 0,61 0,78 0,86 0,82 0,69 0,50 0,30 0,20 0,17 0,13 0,14 0,27 0,47 0,64 0,75 0,79 0,73 0,61 0,45 0,32 0,23 0,18

750 ou mais 0,28 0,25 0,40 0,53 0,64 0,72 0,77 0,77 0,73 0,67 0,49 0,31 0,47 0,43 0,42 0,46 0,51 0,56 0,61 0,65 0,66 0,65 0,61 0,54
N
500 0,26 0,22 0,38 0,51 0,64 0,73 0,79 0,79 0,77 0,65 0,51 0,31 0,44 0,37 0,39 0,43 0,50 0,57 0,64 0,68 0,70 0,68 0,63 0,53
150 0,21 0,29 0,48 0,67 0,79 0,88 0,89 0,83 0,56 0,50 0,24 0,16 0,28 0,19 0,25 0,38 0,54 0,68 0,78 0,84 0,82 0,76 0,61 0,42

750 ou mais 0,31 0,27 0,27 0,26 0,25 0,27 0,50 0,63 0,72 0,74 0,69 0,54 0,51 0,44 0,40 0,37 0,34 0,36 0,41 0,47 0,54 0,57 0,60 0,58
NO 500 0,33 0,28 0,25 0,23 0,23 0,35 0,50 0,64 0,74 0,77 0,70 0,55 0,53 0,44 0,37 0,35 0,31 0,33 0,39 0,46 0,55 0,62 0,64 0,60
150 0,29 0,21 0,18 0,15 0,14 0,27 0,50 0,69 0,82 0,87 0,79 0,60 0,48 0,32 0,25 0,20 0,17 0,19 0,39 0,56 0,70 0,80 0,79 0,69

750 ou mais 0,63 0,31 0,28 0,27 0,25 0,24 0,22 0,29 0,46 0,61 0,71 0,72 0,56 0,49 0,44 0,39 0,36 0,33 0,31 0,31 0,35 0,42 0,49 0,54
O 500 0,67 0,33 0,28 0,26 0,24 0,22 0,20 0,28 0,44 0,61 0,72 0,73 0,60 0,52 0,44 0,39 0,34 0,31 0,29 0,28 0,33 0,43 0,51 0,57
150 0,77 0,34 0,25 0,20 0,17 0,14 0,13 0,22 0,44 0,67 0,82 0,85 0,77 0,56 0,38 0,28 0,22 0,18 0,16 0,19 0,33 0,52 0,69 0,77

750 ou mais 0,68 0,28 0,27 0,25 0,23 0,22 0,20 0,19 0,24 0,41 0,56 0,67 0,49 0,44 0,39 0,36 0,33 0,30 0,28 0,26 0,26 0,30 0,37 0,44
SO 500 0,71 0,31 0,27 0,24 0,22 0,21 0,19 0,18 0,23 0,40 0,58 0,70 0,54 0,49 0,41 0,35 0,31 0,28 0,25 0,23 0,24 0,30 0,39 0,48
150 0,82 0,33 0,25 0,20 0,18 0,15 0,14 0,13 0,19 0,41 0,64 0,80 0,75 0,53 0,36 0,28 0,24 0,19 0,17 0,15 0,17 0,30 0,50 0,66

S 750 ou mais 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,75 0,75 0,79 0,83 0,84 0,86 0,88 0,88 0,81 0,92 0,93 0,93
e 500 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,81 0,84 0,86 0,89 0,91 0,93 0,93 0,94 0,94 0,95 0,95 0,95
Sombra 150 1,00 1,00

174

Tabela 15: Insolação através dos vidros (kcal/h.m2 de abertura)
O
0 LATITUDE SUL HORA SOLAR
Época Orientação 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18
S 0 122 176 200 211 217 222 217 211 200 176 122 0
SE 0 322 423 417 360 267 143 54 38 35 29 16 0
E 0 314 398 366 252 116 38 38 38 35 29 16 0
NE 0 100 113 73 40 38 38 38 38 35 29 16 0
22 de Dezembro N 0 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 0
NO 0 16 29 35 38 38 38 38 40 73 113 100 0
O 0 16 29 35 38 38 38 116 252 366 398 314 0
SO 0 16 29 35 38 54 143 267 360 417 483 322 0
Horizontal 0 75 235 398 518 588 612 588 518 398 235 75 0
S 0 100 146 165 176 179 181 179 176 165 146 100 0
SE 0 320 414 406 336 233 116 43 38 35 29 16 0
E 0 328 410 377 260 116 38 38 38 35 29 16 0
21 de Janeiro NE 0 124 141 97 48 38 38 38 38 35 29 16 0
e N 0 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 0
21 de Novembro NO 0 16 29 35 38 38 38 38 48 97 141 124 0
O 0 16 29 35 38 38 38 116 260 377 412 328 0
SO 0 16 29 35 38 44 116 233 336 406 414 320 0
Horizontal 0 78 246 409 528 605 631 604 528 409 263 84 0
S 0 46 75 84 89 92 92 92 89 84 75 46 0
SE 0 298 382 360 276 165 65 38 38 35 32 16 0
E 0 349 442 401 279 125 38 38 38 35 32 16 0
20 de Fevereiro NE 0 181 214 176 94 41 38 38 38 35 32 16 0
e N 0 16 32 35 38 38 38 38 38 35 32 16 0
23 de Outubro NO 0 16 32 35 38 38 38 40 94 176 214 181 0
O 0 16 32 35 38 38 38 124 279 401 442 349 0
SO 0 16 32 35 38 38 65 165 276 360 382 298 0
Horizontal 0 84 263 406 558 634 664 634 558 406 263 84 0
S 0 16 32 35 38 38 38 38 38 35 32 16 0
SE 0 257 320 273 184 84 38 38 38 35 32 16 0
E 0 363 452 409 290 127 38 38 38 35 32 16 0
22 de Março NE 0 257 320 273 184 84 38 38 38 35 32 16 0
e N 0 16 32 35 38 38 38 38 38 35 32 16 0
22 de Setembro NO 0 16 32 35 38 38 38 84 184 273 320 257 0
O 0 16 32 35 38 38 38 127 290 409 452 363 0
SO 0 16 32 35 38 38 38 84 184 273 320 257 0
Horizontal 0 86 263 442 569 650 678 650 569 442 271 86 0
S 0 16 32 35 38 38 38 38 38 35 32 16 0
SE 0 181 214 176 94 40 38 38 38 35 32 16 0
E 0 349 442 401 279 124 38 38 38 35 32 16 0
20 de Abril NE 0 298 382 360 276 165 65 38 38 35 32 16 0
e N 0 46 75 84 89 92 92 92 89 84 75 46 0
24 de Agosto NO 0 16 32 35 38 38 65 165 276 360 382 298 0
O 0 16 32 35 38 38 38 124 279 401 442 349 0
SO 0 16 32 35 38 38 38 40 94 176 214 181 0
Horizontal 0 84 263 406 558 634 664 634 558 406 263 84 0
S 0 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 0
SE 0 124 141 97 48 38 38 38 38 35 29 16 0
E 0 328 412 377 260 116 38 38 38 35 29 16 0
21 de Maio NE 0 320 414 406 336 233 116 43 38 35 298 16 0
e N 0 100 146 165 176 179 181 179 176 165 146 100 0
23 de Julho NO 0 16 29 35 38 43 116 233 336 406 414 320 0
O 0 16 29 35 38 38 38 116 260 377 412 328 0
SO 0 16 29 35 38 38 38 38 48 97 141 124 0
Horizontal 0 78 246 409 528 604 631 604 528 409 246 78 0
S 0 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 0
SE 0 100 113 73 40 38 38 38 38 35 29 16 0
E 0 314 398 366 252 116 38 38 38 35 29 16 0
NE 0 322 423 417 360 257 143 54 38 35 29 16 0
21 de Junho N 0 122 176 200 211 217 222 217 211 200 176 122 0
NO 0 16 29 35 38 54 143 257 360 417 423 322 0
O 0 16 29 35 38 38 38 116 252 366 398 314 0
SO 0 16 29 35 38 38 38 38 40 73 113 100 0
Horizontal 0 75 235 398 518 588 612 588 518 398 235 75 0
Esquadria Ponto de Ponto de
Latitude sul
metálica ou Poluição, orvalho orvalho
Altitude Dezembro ou
Correções sem neblina superior a inferior a 19,5
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

175

Tabela 15: Insolação através dos vidros (kcal/h x m2 de abertura)
O
S 51 119 135 122 119 116 111 116 119 122 135 119 5
SE 149 355 414 379 287 176 75 38 38 35 29 21 5
E 146 363 420 377 265 111 38 38 38 35 29 21 5
NE 48 132 149 116 67 38 38 38 38 35 29 21 5
22 de Dezembro N 5 21 29 35 38 38 38 38 38 35 29 21 5
NO 5 21 21 35 38 38 38 38 67 116 149 132 48
O 5 21 21 35 38 38 38 111 265 377 420 363 146
SO 5 21 21 35 38 48 75 176 287 379 414 355 149
Horizontal 10 119 290 450 556 631 659 631 556 450 290 119 10
S 13 92 105 94 89 84 81 84 89 94 105 92 13
SE 113 344 401 360 295 151 59 38 38 35 29 19 2
E 135 366 428 385 265 116 38 38 38 35 29 19 2
21 de Janeiro NE 70 154 179 151 86 38 38 38 38 35 29 19 2
e N 2 19 29 35 38 38 38 38 38 35 29 19 2
21 de Novembro NO 2 19 29 35 38 38 38 38 86 151 179 154 70
O 2 19 29 35 38 38 38 116 265 385 428 364 135
SO 2 19 29 35 38 38 59 151 295 360 401 344 113
Horizontal 8 113 290 450 569 640 669 640 569 450 290 113 8
S 2 40 43 40 40 38 38 38 40 40 43 40 2
SE 46 306 352 301 217 92 38 38 38 35 29 19 2
E 67 374 442 404 282 124 38 38 38 35 29 19 2
20 de Fevereiro NE 48 214 254 230 162 73 38 38 38 35 29 19 2
e N 2 19 29 35 38 38 38 38 38 35 29 19 2
23 de Outubro NO 2 19 29 35 38 38 38 73 162 230 254 214 48
O 2 19 29 35 38 38 38 124 282 404 442 374 67
SO 2 19 29 35 38 38 38 92 217 301 352 306 46
Horizontal 5 103 284 452 577 656 678 656 577 452 284 103 5
S 2 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 2
SE 2 241 279 217 122 46 38 38 38 35 29 16 2
E 2 352 444 409 287 127 38 38 38 35 29 16 2
22 de Março NE 2 263 344 330 254 151 57 38 38 35 29 16 2
e N 2 16 35 51 65 73 75 73 65 51 35 16 2
22 de Setembro NO 2 16 29 35 38 38 57 151 254 330 344 263 2
O 2 16 29 35 38 38 38 127 287 409 444 352 2
SO 2 16 29 35 38 38 38 46 122 217 279 241 2
Horizontal 2 84 263 433 561 637 669 637 561 433 263 84 2
S 0 13 27 35 38 38 38 38 38 35 27 13 0
SE 0 157 179 119 75 38 38 38 38 35 27 13 0
E 0 320 420 393 271 108 38 38 38 35 27 13 0
20 de Abril NE 0 279 398 404 333 219 124 48 38 35 27 13 0
e N 0 48 108 149 176 192 198 192 176 149 108 48 0
24 de Agosto NO 0 13 27 35 38 48 124 219 333 404 398 279 0
O 0 13 27 35 38 38 38 108 271 393 420 320 0
SO 0 13 27 35 38 38 38 38 75 119 179 157 0
Horizontal 0 59 230 377 523 596 623 596 523 377 230 59 0
S 0 10 24 32 35 38 38 38 35 32 24 10 0
SE 0 73 100 46 35 38 38 38 35 32 24 10 0
E 0 268 387 358 252 105 38 38 35 32 24 10 0
21 de Maio NE 0 268 414 436 296 295 189 84 46 32 24 10 0
e N 0 94 176 246 260 282 287 282 260 246 176 94 0
23 de Julho NO 0 10 24 32 46 84 189 295 396 436 414 298 0
O 0 10 24 32 35 38 38 105 252 358 387 268 0
SO 0 10 24 32 35 38 38 38 35 46 100 73 0
Horizontal 0 46 168 355 474 547 569 547 474 355 168 46 0
S 0 10 24 32 35 38 38 38 35 32 24 10 0
SE 0 40 75 46 35 38 38 38 35 32 24 10 0
E 0 233 371 352 246 113 38 38 35 32 24 10 0
NE 0 268 417 442 404 328 214 97 62 32 24 10 0
21 de Junho N 0 135 200 254 295 314 325 314 295 254 200 135 0
NO 0 10 24 32 62 97 214 328 404 442 417 268 0
O 0 10 24 32 35 38 38 113 246 352 371 233 0
SO 0 10 24 32 35 38 38 38 35 46 75 40 0
Horizontal 0 38 179 325 452 523 547 523 452 325 179 38 0
Latitude sul
Correções Altitude Dezembro ou
sem neblina superior a inferior a 19,5
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

176

O
S 76 111 90 68 51 46 40 46 51 67 90 111 75
SE 219 417 390 330 225103 40 38 38 38 32 24 8
E 219 401 434 387 260111 38 38 38 38 32 24 8
NE 75 168 198 179 119 57 38 38 38 38 32 24 8
22 de Dezembro N 8 24 32 38 38 38 38 38 38 38 32 24 8
NO 8 24 32 38 38 38 38 57 119 179 198 168 75
O 8 24 32 38 38 38 38 111 260 387 434 401 220
SO 8 24 32 38 38 38 40 103 225 330 390 417 220
Horizontal 30 162 328 477 585629 678 629 585 477 328 162 30
S 54 75 62 46 40 38 38 38 40 146 62 75 54
SE 192 358 374 301 198 84 38 38 38 35 32 21 8
E 203 401 442 393 268124 38 38 38 35 32 21 8
21 de Janeiro NE 84 189 230 214 154 78 38 38 38 35 32 21 8
e N 8 21 32 35 38 38 38 38 38 35 32 21 8
21 de Novembro NO 8 21 32 35 38 38 38 78 154 214 230 189 84
O 8 21 32 35 38 38 38 124 268 393 442 401 203
SO 8 21 32 35 38 38 38 84 198 301 374 358 192
Horizontal 8 149 320 474 585650 680 650 585 474 320 149 8
S 16 27 29 35 38 38 38 38 38 35 29 27 16
SE 122 301 320 241 135 48 38 38 38 35 29 19 5
E 143 385 447 404 287138 38 38 38 35 29 19 5
20 de Fevereiro NE 78 241 306 292 265149 54 38 38 35 29 19 5
e N 5 19 29 38 54 65 70 65 54 38 29 19 5
23 de Outubro NO 5 19 29 35 38 38 54 149 265 292 306 241 78
O 5 19 29 35 38 38 38 138 287 404 447 385 143
SO 5 19 29 35 38 38 38 48 135 241 320 301 122
Horizontal 13 130 290 452 569637 669 637 569 452 290 130 13
S 0 16 29 35 38 38 38 38 38 35 29 16 0
SE 0 225 235 160 59 38 38 38 38 35 29 16 0
E 0 352 442 404 282122 38 38 38 35 29 16 0
22 de Março NE 0 268 368 379 325227 111 40 38 35 29 16 0
e N 0 21 59 103 141170 176 172 141 103 59 21 0
22 de Setembro NO 0 16 29 35 38 40 111 227 325 379 368 268 0
O 0 16 29 35 38 38 38 122 282 404 442 352 0
SO 0 16 29 35 38 38 38 38 59 160 235 225 0
Horizontal 0 81 252 414 537610 631 610 537 414 252 81 0
S 0 10 24 32 35 38 38 38 35 32 24 10 0
SE 0 119 141 78 35 38 38 38 35 32 24 10 0
E 0 268 398 382 271132 38 38 35 32 24 10 0
20 de Abril NE 0 246 396 433 404322 200 73 35 32 24 10 0
e N 0 57 135 206 252287 301 287 252 206 135 57 0
24 de Agosto NO 0 10 24 32 35 73 200 322 404 433 396 246 0
O 0 10 24 32 35 38 38 132 271 382 398 268 0
SO 0 10 24 32 35 38 38 38 35 78 141 119 0
Horizontal 0 48 184 344 463531 564 531 463 344 184 48 0
S 0 8 21 29 35 35 35 35 35 29 21 8 0
SE 0 65 70 38 35 35 35 35 35 29 21 8 0
E 0 192 347 344 246116 35 35 35 29 21 8 0
21 de Maio NE 0 198 390 444 428366 246 124 43 29 21 8 0
e N 0 75 187 271 333368 382 368 333 271 187 75 0
23 de Julho NO 0 8 21 29 43124 246 366 428 444 390 198 0
O 0 8 21 29 32 35 35 116 246 344 347 192 0
SO 0 8 21 29 32 35 35 35 35 38 70 65 0
Horizontal 0 13 130 273 396466 488 466 396 273 130 13 0
S 0 5 19 29 32 35 35 35 32 29 19 5 0
SE 0 38 48 32 32 35 35 35 32 29 19 5 0
E 0 151 320 328 230 92 35 35 32 29 19 5 0
NE 0 160 377 452 431363 263 162 54 29 19 5 0
21 de Junho N 0 67 200 301 358396 404 396 358 301 200 67 0
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O 0 5 19 29 32 35 35 92 230 328 320 151 0
SO 0 5 19 29 32 35 35 35 32 32 48 38 0
Horizontal 0 10 97 249 366436 461 436 366 249 97 10 0
Latitude sul
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

177

O
S 89 78 48 38 38 38 38 38 38 38 48 78 89
SE 284 377 352 263 149 51 38 38 38 38 32 27 13
E 292 423 436 387 265119 38 38 38 38 32 27 13
NE 113 203 244 244 198119 46 38 38 38 32 27 13
22 de Dezembro N 13 27 32 38 40 51 57 51 40 38 32 27 13
NO 13 27 32 38 38 38 46 119 198 244 244 203 113
O 13 27 32 38 38 38 38 119 265 387 436 423 292
SO 13 27 32 38 38 38 38 51 149 263 352 377 284
Horizontal 51 165 355 488 588650 678 650 588 488 355 165 51
S 59 54 38 35 38 38 38 38 38 35 38 54 59
SE 252 355 333 24 124 43 38 38 38 35 32 24 10
E 270 420 444 393 268119 38 38 38 35 32 24 10
21 de Janeiro NE 113 222 271 271 225143 59 38 38 35 32 24 10
e N 10 24 32 38 54 73 81 73 54 38 32 24 10
21 de Novembro NO 10 24 32 35 38 38 38 143 225 271 271 222 113
O 10 24 32 35 38 38 38 119 268 393 444 420 271
SO 10 24 32 35 38 38 38 43 124 241 333 355 252
Horizontal 40 179 333 477 580640 667 640 580 477 333 179 40
S 16 21 29 35 35 38 38 38 35 35 29 21 16
SE 149 292 271 179 73 38 38 38 35 35 29 21 5
E 179 398 447 401 276124 38 38 35 35 29 21 5
20 de Fevereiro NE 100 265 344 349 303222 105 40 35 35 29 21 5
e N 5 21 35 73 127157 170 157 127 73 35 21 5
23 de Outubro NO 5 21 29 35 35 40 105 222 303 349 344 265 100
O 5 21 29 35 35 38 38 124 276 401 447 398 179
SO 5 21 29 35 35 38 38 38 73 179 271 292 149
Horizontal 16 127 290 436 542610 637 610 542 436 290 127 16
S 0 13 27 32 35 38 38 38 35 32 27 13 0
SE 0 200 244 108 40 38 38 38 35 32 27 13 0
E 0 336 428 390 279130 38 38 35 32 27 13 0
22 de Março NE 0 265 355 412 382306 181 67 35 32 27 13 0
e N 0 24 48 162 222265 284 265 222 162 48 24 0
22 de Setembro NO 0 13 27 32 35 67 181 306 382 412 355 265 0
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S 0 8 21 29 32 35 38 35 32 29 21 8 0
SE 0 89 105 48 32 35 38 35 32 29 21 8 0
E 0 214 366 358 254116 38 35 32 29 21 8 0
20 de Abril NE 0 198 385 442 431368 249 127 40 29 21 8 0
e N 0 48 154 249 328377 393 377 328 249 154 48 0
24 de Agosto NO 0 8 21 29 40127 249 368 431 442 385 198 0
O 0 8 21 29 32 35 38 116 254 358 366 214 0
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Horizontal 0 16 132 271 387463 485 463 387 271 132 16 0
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E 0 73 295 314 225 94 32 32 29 24 16 2 0
21 de Maio NE 0 75 344 436 439387 282 173 62 24 16 2 0
e N 0 27 184 295 371417 431 417 371 295 184 27 0
23 de Julho NO 0 2 16 24 62173 282 387 439 436 344 75 0
O 0 2 16 24 29 32 32 94 225 314 295 73 0
SO 0 2 16 24 29 32 32 32 29 24 43 21 0
Horizontal 0 5 73 192 295368 393 368 295 192 73 5 0
S 0 0 10 24 29 32 32 32 29 24 10 0 0
SE 0 0 27 24 29 32 32 32 29 24 10 0 0
E 0 0 249 284 217 86 32 32 29 24 10 0 0
NE 0 0 309 425 439387 292 195 75 24 10 0 0
21 de Junho N 0 0 173 306 385431 442 431 385 306 173 0 0
NO 0 0 10 24 75195 292 387 439 425 309 0 0
O 0 0 10 24 29 32 32 86 217 284 249 0 0
SO 0 0 10 24 29 32 32 32 29 24 27 0 0
Horizontal 0 0 51 172 263330 355 330 263 172 51 0 0
Latitude sul
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

178

O
S 87 54 32 35 38 38 38 38 38 35 32 54 86
SE 320 360 303 198 81 38 38 38 38 35 32 27 16
E 341 436 439 385 257119 38 38 38 35 32 27 16
NE 138 238 295 301 268192 92 38 38 35 32 27 16
22 de Dezembro N 16 27 32 51 94119 146 119 94 51 32 27 16
NO 16 27 32 35 38 38 92 192 268 301 295 238 138
O 16 27 32 35 38 38 38 119 257 385 439 436 341
SO 16 27 32 35 38 38 38 38 81 198 303 360 320
Horizontal 84 222 363 485 569629 642 629 569 485 363 222 84
S 65 38 32 35 38 38 38 38 38 35 32 38 65
SE 287 344 284 179 70 38 38 38 38 35 32 27 13
E 320 436 444 390 265116 38 38 38 35 32 27 13
21 de Janeiro NE 146 260 322 339 298222 113 40 38 35 32 27 13
e N 13 27 35 70 119170 187 170 119 70 35 27 13
21 de Novembro NO 13 27 32 35 38 40 113 222 298 339 322 260 146
O 13 27 32 35 38 38 38 116 265 390 444 436 320
SO 13 27 32 35 38 38 38 38 70 179 284 344 287
Horizontal 65 198 341 463 550610 631 610 550 463 341 198 65
S 19 21 29 35 38 38 38 38 38 35 29 21 19
SE 184 276 222 124 43 38 38 38 38 35 29 21 8
E 227 398 439 393 273122 38 38 38 35 29 21 8
20 de Fevereiro NE 130 284 374 396 377290 179 67 38 35 29 21 8
e N 8 21 65 138 241263 276 263 241 138 65 21 8
23 de Outubro NO 8 21 29 35 38 67 179 290 377 396 374 284 130
O 8 21 29 35 38 38 38 122 273 393 439 398 227
SO 8 21 29 35 38 38 38 38 43 124 222 276 184
Horizontal 24 127 271 406 501556 580 556 501 406 271 127 24
S 0 13 24 32 35 35 38 35 35 32 24 13 0
SE 0 138 157 70 35 35 38 35 35 32 24 13 0
E 0 314 404 377 268122 38 35 35 32 24 13 0
22 de Março NE 0 257 390 439 425360 244 111 38 32 24 13 0
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22 de Setembro NO 0 13 24 32 38111 244 360 425 439 390 257 0
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S 0 5 16 27 29 32 32 32 29 27 16 5 0
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20 de Abril NE 0 219 358 336 442390 290 170 54 27 16 5 0
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24 de Agosto NO 0 5 16 27 54170 290 390 442 336 358 219 0
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Horizontal 0 21 78 173 273333 349 333 273 173 78 21 0
S 0 0 8 19 24 27 29 27 24 19 8 0 0
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E 0 0 246 271 200 89 29 27 24 19 8 0 0
21 de Maio NE 0 0 295 390 423390 314 189 73 19 8 0 0
e N 0 0 160 282 377428 450 428 377 282 160 0 0
23 de Julho NO 0 0 8 19 73189 314 390 423 390 295 0 0
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S 0 0 5 16 24 27 27 27 24 16 5 0 0
SE 0 0 19 16 24 27 27 27 24 16 5 0 0
E 0 0 195 233 184 84 27 27 24 16 5 0 0
NE 0 0 238 363 401385 311 198 81 19 5 0 0
21 de Junho N 0 0 138 268 363428 447 428 363 268 138 0 0
NO 0 0 5 19 81198 311 385 401 363 238 0 0
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Horizontal 0 0 21 86 149206 230 206 149 86 21 0 0
Latitude sul
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

179

O
S 78 32 32 35 38 38 38 38 38 35 32 32 78
SE 341 339 254 135 43 38 38 38 38 35 32 27 21
E 377 444 439 368 254111 38 38 38 35 32 27 21
NE 173 276 341 366 336265 165 65 38 35 32 27 21
22 de Dezembro N 21 27 43 105 184235 252 235 184 105 43 27 21
NO 21 27 32 35 38 62 165 265 336 366 341 276 173
O 21 27 32 35 38 38 38 111 254 368 439 444 377
SO 21 27 32 35 38 38 38 38 43 135 254 339 341
Horizontal 119 233 360 469 534580 596 580 534 469 360 233 119
S 57 29 32 35 38 38 38 38 38 35 32 29 57
SE 309 317 235 119 40 38 38 38 38 35 32 27 16
E 355 436 442 382 260116 38 38 38 35 32 27 16
21 de Janeiro NE 176 290 363 387 368295 189 70 38 35 32 27 16
e N 16 27 57 135 217265 287 265 217 135 57 27 16
21 de Novembro NO 16 27 32 35 38 70 189 295 368 387 363 290 176
O 16 27 32 35 38 38 38 116 260 382 442 436 355
SO 16 27 32 35 38 38 38 38 40 119 235 317 309
Horizontal 89 203 322 431 509556 572 556 509 431 322 203 89
S 21 21 27 32 35 38 38 38 35 32 27 21 21
SE 206 254 189 84 35 38 38 38 35 32 27 21 10
E 254 393 428 382 265122 38 38 35 32 27 21 10
20 de Fevereiro NE 143 301 390 425 414358 241 108 35 32 27 21 10
e N 10 24 97 198 284352 374 352 284 198 97 24 10
23 de Outubro NO 10 21 27 32 35108 241 358 414 425 390 301 143
O 10 21 27 32 35 38 38 122 265 382 428 393 254
SO 10 21 27 32 35 38 38 38 35 84 189 254 206
Horizontal 35 124 241 355 433485 501 485 433 355 241 124 35
S 0 10 21 27 32 32 32 32 32 27 21 10 0
SE 0 157 124 43 32 32 32 32 32 27 21 10 0
E 0 276 374 352 252116 32 32 32 27 21 10 0
22 de Março NE 0 233 377 439 442393 284 151 46 27 21 10 0
e N 0 29 138 252 355406 428 406 355 252 138 29 0
22 de Setembro NO 0 10 21 27 46151 284 393 442 439 377 233 0
O 0 10 21 27 32 32 32 116 252 352 374 276 0
SO 0 10 21 27 32 32 32 32 32 43 124 157 0
Horizontal 0 40 132 238 320379 401 379 320 238 132 40 0
S 0 0 10 19 24 27 29 27 24 19 10 0 0
SE 0 78 54 19 24 27 29 27 24 19 10 0 0
E 0 198 268 284 214 94 29 27 24 19 10 0 0
20 de Abril NE 0 187 301 393 425390 311 187 65 19 10 0 0
e N 0 46 143 268 371425 452 425 371 268 143 46 0
24 de Agosto NO 0 0 10 19 65187 311 390 425 393 301 187 0
O 0 0 10 19 24 27 29 94 214 284 268 198 0
SO 0 0 10 19 24 27 29 27 24 19 54 78 0
Horizontal 0 5 51 122 195233 254 233 195 122 51 5 0
S 0 0 2 10 16 21 24 21 16 10 2 0 0
SE 0 0 13 10 16 21 24 21 16 10 2 0 0
E 0 0 138 173 154 75 24 21 16 10 2 0 0
21 de Maio NE 0 0 168 257 344344 290 181 57 10 2 0 0
e N 0 0 92 189 314387 414 387 314 189 92 0 0
23 de Julho NO 0 0 2 10 57181 290 344 344 257 168 0 0
O 0 0 2 10 16 21 24 75 154 173 138 0 0
SO 0 0 2 10 16 21 24 21 16 10 13 0 0
Horizontal 0 0 10 35 81127 143 127 81 35 10 0 0
S 0 0 0 8 13 16 19 16 13 8 0 0 0
SE 0 0 0 8 13 16 19 16 13 8 0 0 0
E 0 0 0 73 127 62 19 16 13 8 0 0 0
NE 0 0 0 111 290314 271 168 67 8 0 0 0
21 de Junho N 0 0 0 84 268355 382 355 268 84 0 0 0
NO 0 0 0 8 67168 271 314 290 111 0 0 0
O 0 0 0 8 13 16 19 62 127 73 0 0 0
SO 0 0 0 8 13 16 19 16 13 8 0 0 0
Horizontal 0 0 0 13 51 89 108 89 51 13 0 0 0
Latitude sul
O O Janeiro
esquadria 19,5 C C
x 1/0,85 ou +0,7% por 300 -14% por 10 +14% por 10
15% máximo O O +7%
1,17 m C C

180


Tabela 16: Fatores totais de ganho solar através dos vidros. (coeficientes globais de insolação com ou sem dispositivo de sombra).
PERSIANAS VENESIANAS
PERSIANAS VENESIANAS
INTERIORES PERSIANA EXTERIOR TOLDO
EXTERIORES
Faixas horizontais ou verticais inclinadas Faixas horizontais Circulação de ar acima e
O Faixas horizontais
SEM a 45 O inclinadas a 17
O
lateralmente
inclinadas a 45
TIPO DE VIDRO PERSIANA ou CORTINAS DE TELA
OU TELA
Exterior claro Coloraçã
Coloraçã Coloração Coloração Coloração Coloração Coloração Coloração o média
o clara média escura clara Interior média escura clara ou
escuro escura
VIDRO SIMPLES 1,00 0,56 0,65 0,75 0,15 0,13 0,22 0,15 0,20 0,25
VIDRO SIMPLES 6 mm 0,94 0,56 0,65 0,74 0,14 0,12 0,21 0,14 0,19 0,24
VIDRO ABSORVENTE
Coeficiente de absorção 0,40 a 0,48 0,80 0,56 0,62 0,72 0,12 0,11 0,48 0,12 0,16 0,20
VIDRO DUPLO
Vidro comum 0,90 0,54 0,61 0,67 0,14 0,12 0,20 0,14 0,18 0,22
Vidro de 6 mm 0,80 0,52 0,59 0,65 0,12 0,11 0,18 0,12 0,16 0,20
Vidro interior comum
Vidro ext. absorvente de 0,48 a 0,56 0,52 0,36 0,39 0,43 0,10 0,10 0,11 0,10 0,10 0,13
Vidro interior de 6 mm
Vidro ext. absorvente de 0,48 a 0,56 0,50 0,36 0,39 0,43 0,10 0,10 0,11 0,10 0,10 0,12
VIDRO TRIPLO
Vidro comum 0,83 0,48 0,56 0,64 0,12 0,11 0,18 0,12 0,16 0,20
Vidro de 6 mm 0,69 0,47 0,52 0,57 0,10 0,10 0,15 0,10 0,14 0,17
VIDRO PINTADO
Coloração clara 0,28
Coloração média 0,39
Coloração escura 0,50
VIDRO COLORIDO
Âmbar 0,70
Roxo escuro 0,56
Azul 0,60
Cinza 0,32
Cinza-verde 0,46
Opaco claro 0,43
Opaco escuro 0,37

181

Tabela 18: Altitude e Azimute solar.
HORA 23 de 24 de 22 de 23 de 21 de 22 de 21 de 20 de 22 de 20 de 21 de 21 de
LATITUDE SUL
SOLAR Julho Agosto Setembro Outubro Novembro Dezembro Janeiro Fevereiro Março Abril Maio Junho
6:00
7:00 14 111 15 102 15 90 15 78 14 69 14 66 14 69 15 78 15 90 15 102 14 111 14 114
8:00 28 113 30 103 30 89 30 77 28 67 27 63 28 67 30 77 30 89 30 103 28 113 27 117
9:00 42 117 44 106 45 89 44 74 42 63 41 584 42 63 44 74 45 89 44 106 42 117 41 122
10:00 54 126 58 112 60 89 58 68 54 54 53 9 54 54 58 685 60 89 58 112 54 126 53 131
11:00 65 144 71 127 75 88 71 53 65 36 62 32 65 36 71 3 75 88 71 127 65 144 62 148
0O 12:00 70 180 79 180 90 0 79 0 70 0 67 0 70 0 79 0 90 0 79 180 70 180 67 180
13:00 65 216 71 233 75 272 71 307 65 324 62 328 65 324 71 307 75 272 71 233 65 216 62 212
14:00 54 234 58 248 60 271 58 292 54 306 53 311 54 306 58 292 60 271 58 248 54 234 53 229
15:00 42 243 44 254 45 271 44 286 42 297 41 302 42 297 44 286 45 271 44 254 42 243 41 238
16:00 28 247 30 257 30 271 30 283 28 293 27 297 28 293 30 283 30 271 30 257 28 247 27 243
17:00 14 249 15 258 15 270 15 282 14 291 14 294 14 291 15 282 15 270 15 258 14 249 14 246
18:00
6:00 1 90 2 78 3 70 4 67 3 70 2 78 1 90
7:00 10 113 12 103 15 92 16 81 17 72 18 68 17 72 16 81 15 92 12 103 10 113 9 116
8:00 24 117 27 108 30 95 314 83 32 72 32 68 32 72 31 83 30 95 27 108 24 117 23 121
9:00 37 124 41 115 44 99 6 84 46 72 45 67 46 72 46 84 44 99 41 115 37 124 35 128
10:00 48 136 54 125 59 106 61 84 60 67 58 61 60 67 61 84 59 106 54 125 48 136 46 139
11:00 57 155 64 144 72 122 75 84 73 53 70 44 73 53 75 84 72 122 64 144 57 155 53 156
10O 12:00 60 180 69 180 80 180 89 0 80 0 77 0 80 0 89 0 80 180 69 180 60 180 57 180
13:00 57 205 64 216 72 238 75 276 73 307 70 316 73 307 75 276 72 238 64 216 57 205 53 204
14:00 48 224 54 235 59 254 61 276 60 293 58 299 60 293 61 276 59 254 54 235 48 224 46 221
15:00 37 236 41 245 44 261 46 276 46 288 45 293 46 288 46 276 44 261 41 245 37 236 35 232
16:00 24 243 27 252 30 265 31 277 32 288 32 292 32 288 31 277 30 265 27 252 24 243 23 239
17:00 10 247 12 257 15 268 16 279 17 288 18 292 17 288 16 279 15 268 12 257 10 247 9 244
18:00 1 270 2 282 3 290 4 293 3 290 2 282 1 270
6:00 4 79 7 71 8 68 7 71 4 79
7:00 6 114 10 106 14 95 18 84 20 75 21 72 20 75 18 84 14 95 10 106 6 114 5 117
8:00 19 121 23 112 28 101 32 89 34 79 35 75 34 79 32 89 28 101 23 112 19 121 17 124
9:00 30 130 36 121 42 108 46 94 48 82 48 77 48 82 46 94 42 108 36 121 30 130 28 133
10:00 40 142 47 133 55 120 59 102 62 85 62 77 62 85 59 102 55 120 47 133 40 142 38 145
11:00 47 158 55 152 66 143 72 117 75 88 76 74 75 88 72 117 66 143 55 152 47 158 44 163
20O 12:00 50 180 59 180 70 180 81 180 90 0 87 0 90 0 81 180 70 180 59 180 50 180 47 180
13:00 47 202 55 208 66 217 72 243 75 272 76 286 75 272 72 243 66 217 55 208 47 202 44 197
14:00 40 218 47 227 55 240 59 258 62 275 62 283 62 275 59 258 55 240 47 227 40 218 38 215
15:00 30 230 36 239 42 252 46 266 48 278 48 283 48 278 46 266 42 252 36 239 30 230 28 227
16:00 19 239 23 248 28 259 32 271 34 281 35 285 34 281 32 271 28 259 23 248 19 239 17 236
17:00 6 246 10 254 14 265 18 276 20 285 21 288 20 285 18 276 14 265 10 254 6 246 5 243
18:00 4 281 7 289 8 292 7 289 4 281

Tabela 18: Altitude e Azimute solar. (continuação)

182

6:00 6 80 10 72 11 69 10 72 6 80
7:00 2 115 7 107 13 97 19 87 23 79 24 76 23 79 19 87 13 97 7 107 2 115
8:00 14 124 19 116 26 106 31 95 35 86 37 82 35 86 31 95 26 106 19 116 14 124 11 126
9:00 24 134 30 127 38 116 44 104 48 93 49 88 48 93 44 104 38 116 30 127 24 134 21 136
10:00 32 146 40 141 49 130 56 117 61 103 62 96 61 103 56 117 49 130 40 141 32 146 29 149
11:00 38 162 46 159 57 151 67 140 73 122 75 112 73 122 67 140 57 151 46 159 38 162 35 164
30O 12:00 40 180 49 180 60 180 71 180 80 180 83 180 80 180 71 180 60 180 49 180 40 180 37 180
13:00 38 198 46 201 57 209 67 220 73 238 75 248 73 238 67 220 57 209 46 201 38 198 35 196
14:00 32 214 40 219 49 230 56 243 61 257 62 264 61 257 56 243 49 230 40 219 32 214 29 211
15:00 24 226 30 233 38 244 44 256 48 267 49 272 48 267 44 256 38 244 30 233 24 226 21 224
16:00 14 236 19 244 26 254 31 265 35 274 37 278 35 274 31 265 26 254 19 244 14 236 11 234
17:00 2 245 7 253 13 263 19 273 23 281 24 284 23 281 19 273 13 263 7 253 2 245
18:00 6 280 10 288 11 291 10 288 6 280
6:00 7 81 13 74 15 72 13 74 7 81
7:00 5 110 12 99 19 91 24 83 26 80 24 83 19 91 12 99 5 110
8:00 8 125 15 119 23 110 30 102 35 93 37 89 35 93 30 102 23 110 15 119 8 125 5 127
9:00 17 136 24 131 33 122 41 113 47 104 49 100 47 104 41 113 33 122 24 131 17 136 14 138
10:00 24 149 32 145 42 138 51 129 57 118 60 114 57 118 51 129 42 138 32 145 24 149 21 151
11:00 28 164 37 162 48 157 58 151 66 143 69 138 66 143 58 151 48 157 37 162 28 164 25 165
40O 12:00 30 180 39 180 50 180 61 180 70 180 73 180 70 180 61 180 50 180 39 180 30 180 27 180
13:00 28 196 37 198 48 203 58 209 66 217 69 222 66 217 58 209 48 203 37 198 28 196 25 195
14:00 24 211 32 215 42 222 51 231 57 242 60 246 57 242 51 231 42 222 32 215 24 211 21 209
15:00 17 224 24 229 33 238 41 247 47 256 49 260 47 256 41 247 33 238 24 229 17 224 14 222
16:00 8 235 15 241 23 250 30 258 35 267 37 271 35 267 30 258 23 250 15 241 8 235 5 233
17:00 5 250 12 261 19 269 24 277 26 280 24 277 19 269 12 261 5 250
18:00 7 279 13 286 15 288 13 286 7 279
6:00 9 83 15 77 18 74 15 77 9 83
7:00 10 101 18 94 25 88 27 85 25 88 18 94 10 101
8:00 3 125 10 121 19 114 28 106 34 100 37 97 34 100 28 106 19 114 10 121 3 125
9:00 10 138 17 134 27 127 37 120 44 114 46 110 44 114 37 120 27 127 17 134 10 138 6 139
10:00 15 151 23 148 34 143 44 137 52 131 55 128 52 131 44 137 34 143 23 148 15 151 12 152
11:00 19 165 27 164 39 160 49 157 58 152 61 151 58 152 49 157 39 160 27 164 19 165 15 166
50O 12:00 20 180 29 180 40 180 51 180 60 180 63 180 60 180 51 180 40 180 29 180 20 180 17 180
13:00 19 195 27 196 39 200 49 203 58 208 61 209 58 208 49 203 39 200 27 196 19 195 15 194
14:00 15 209 23 212 34 217 44 223 52 229 55 232 52 229 44 223 34 217 23 212 15 209 12 208
15:00 10 222 17 226 27 233 37 240 44 246 46 250 44 246 37 240 27 233 17 226 10 222 6 221
16:00 3 235 10 239 19 246 28 254 34 260 37 263 34 260 28 254 19 246 10 239 3 235
17:00 10 259 18 266 25 272 27 275 25 272 18 266 10 259
18:00 9 277 15 283 18 286 15 283 9 277

183


Tabela 19: Diferença equivalente de temperatura (°C). Válida para paredes em sol ou sombra, de cor escura, 35 °C de temperatura exterior,
27 °C de temperatura interior, 11 °C de variação de temperatura exterior em 24 horas, mês de julho e 40o de latitude sul.
PESO HORA SOLAR
(Latitude Sul) superfície
de solo) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5
100 2,8 8,3 12,2 12,8 13,3 10,6 7,8 7,2 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -1,1 -1,7 -2,2 -1,1
300 -0,5 -1,1 -1,1 2,8 13,3 12,2 11,1 8,3 5,5 6,1 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5
SE
500 2,2 1,7 2,2 2,2 2,2 5,5 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 6,1 6,7 6,7 6,7 6,1 5,5 5,0 4,4 3,9 3,3 3,3 2,8 2,8
700 2,8 2,8 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 5,5 7,8 8,9 7,8 6,7 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,0 5,0 4,4 3,9 3,9
100 0,5 9,4 16,7 18,3 20,0 19,4 17,8 11,1 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -1,1 -1,7 -1,7
300 -0,5 -0,5 0 11,7 16,7 17,2 17,2 10,6 7,8 7,2 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 2,8 2,2 1,7 0,5 0,5 0
E
500 2,8 2,8 3,3 4,4 7,8 11,1 13,3 13,9 13,3 11,1 10,0 8,9 7,8 7,8 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 5,0 4,4 3,9 3,9 3,3
700 6,1 5,5 5,5 5,0 4,4 5,0 5,5 8,3 10,0 10,6 10,0 9,4 8,9 7,8 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 7,2 7,2 6,7 6,7 6,7
100 5,5 3,3 7,2 10,6 14,4 15,0 15,6 14,4 13,3 10,6 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1
300 0,5 0,5 0 7,2 11,1 13,3 15,6 14,4 13,9 11,7 10,0 8,3 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1
NE
500 3,9 3,9 3,3 3,3 3,3 6,1 8,9 9,4 10,0 10,6 10,0 9,4 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 5,5 5,5 5,0 5,0 4,4 4,4 3,9
700 5,0 4,4 4,4 4,4 4,4 3,9 3,3 6,1 7,8 8,3 8,9 10,0 8,9 8,3 7,8 7,2 6,7 6,7 6,7 6,1 6,1 5,5 5,5 5,0
100 -0,5 -1,1 -2,2 0,5 2,2 7,8 12,2 15,0 16,7 15,6 14,4 11,1 8,9 6,7 5,5 3,9 3,3 1,7 1,1 0,5 0,5 0 0 -0,5
N 300 -0,5 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 3,9 6,7 11,1 13,3 13,9 14,4 12,8 11,1 8,3 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0,5 0 -0,5
500 2,2 2,2 1,1 1,1 1,1 1,7 2,2 4,4 6,7 8,3 8,9 10,0 10,0 8,3 7,8 6,1 5,5 5,0 4,4 4,4 3,9 3,3 3,3 2,8
700 3,9 3,3 3,3 2,8 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 3,9 5,5 7,2 7,8 8,3 8,9 8,9 7,8 6,7 5,5 5,5 5,0 5,0 4,4 3,9
100 -1,1 -2,2 -2,2 -1,1 0 2,2 3,3 10,6 14,4 18,9 22,2 22,8 23,3 16,7 13,3 6,7 3,3 2,2 1,1 0,5 0,5 0 -0,5 -0,5
300 1,1 0,5 0 0 0 0,5 1,1 4,4 6,7 13,3 17,8 19,4 20,0 19,4 18,9 11,1 5,5 3,9 3,3 2,8 2,2 2,2 1,7 1,7
NO
500 3,9 2,8 3,3 2,8 2,2 2,8 3,3 3,9 4,4 6,7 7,8 10,6 12,2 12,8 13,3 12,8 12,2 8,3 5,5 5,5 5,0 5,0 4,4 3,9
700 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4 3,9 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5,0 5,5 8,3 10,0 10,6 11,1 7,2 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4
100 -1,1 -1,7 -2,2 -1,1 0 1,7 3,3 7,8 11,1 17,8 22,2 25,0 26,7 18,9 12,2 7,8 4,4 2,8 1,1 0,5 0 0 -0,5 -0,5
300 1,1 0,5 0 0 0 1,1 2,2 3,9 5,5 10,6 14,4 18,9 22,2 22,8 20,0 15,6 8,9 5,5 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1
O
500 3,9 3,9 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5,5 6,7 9,4 11,1 13,9 15,6 15,0 14,4 10,6 7,8 6,7 6,1 5,5 5,0 4,4
700 6,7 6,1 5,5 5,0 4,4 4,4 4,4 5,0 5,5 5,5 5,5 6,1 6,7 7,8 8,9 11,7 12,2 12,8 12,2 11,1 10,0 8,9 8,3 7,2
100 -1,7 -2,2 -2,2 -1,1 0 1,7 3,3 5,5 6,7 10,6 13,3 18,3 22,2 20,6 18,9 10,0 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1
300 -1,1 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 0 1,1 3,3 4,4 5,5 6,7 11,7 16,7 17,2 17,8 11,7 6,7 4,4 3,3 2,2 1,7 0,5 0 -0,5
SO
500 2,8 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,8 3,3 5,0 6,7 9,4 11,1 11,7 12,2 7,8 4,4 3,9 3,9 3,3 3,3 2,8
700 4,4 3,9 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5,0 5,5 7,8 10,0 10,6 11,1 8,9 7,2 6,1 5,5 5,0
100 -1,7 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 0,5 2,2 4,4 5,5 6,7 7,8 7,2 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1
S 300 -1,7 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 -0,5 0 1,7 3,3 4,4 5,5 6,1 6,7 6,7 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1
na sombra 500 0,5 0,5 0 0 0 0 0 0,5 1,1 1,7 2,2 2,8 2,8 2,8 4,4 3,9 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1 1,1 0,5
700 0,5 0,5 0 0 0 0 0 0 0 0,5 1,1 1,7 2,2 2,8 3,3 3,9 4,4 3,9 3,3 2,2 1,7 1,1 1,1 0,5

184


Tabela 20: Diferença equivalente de temperatura (°C). Válida para tetos de cor escura, 35 °C de temperatura exterior, 27 °C de temperatura
interior, 11 °C de variação de temperatura exterior em 24 horas, mês de julho e 40o de latitude sul.
PESO HORA SOLAR
(Latitude Sul) superfície
de solo) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5
50 -2,2 -3,3 -3,9 -2,8 -0,5 3,9 8,3 13,3 17,8 21,1 23,9 25,6 25,0 22,8 19,4 15,6 12,2 8,9 5,5 3,9 1,7 0,5 -0,5 -1,7
100 0 -0,5 -1,1 -0,5 1,1 5,0 8,9 12,8 16,7 20,0 22,8 23,9 23,9 22,2 19,4 16,7 13,9 11,1 8,3 6,7 4,4 3,3 2,2 1,1
Com sol 200 2,2 1,7 1,1 1,7 3,3 5,5 8,9 12,8 15,6 18,3 21,1 22,2 22,8 21,7 19,4 17,8 15,6 13,3 11,1 9,4 7,2 6,1 5,0 3,3
300 5,0 4,4 3,3 3,9 4,4 6,1 8,9 12,2 15,0 17,2 19,4 21,1 21,7 21,1 20,0 18,9 17,2 15,6 13,9 12,2 10,0 8,9 7,2 6,1
400 7,2 6,7 6,1 6,1 6,7 7,2 8,9 12,2 14,4 15,6 17,8 19,4 20,6 20,6 19,4 18,9 18,9 17,8 16,7 15,0 12,8 11,1 10,0 7,8
100 -2,8 -1,1 0 1,1 2,2 5,5 8,9 10,6 12,2 11,1 10,0 8,9 7,8 6,7 5,5 3,3 1,1 0,5 0,5 -0,5 -1,1 -1,7 -2,2 -2,8
Coberto de água 200 -1,7 -1,1 -0,5 -0,5 0 2,8 5,5 7,2 8,3 8,3 8,9 8,3 8,3 7,8 6,7 5,5 3,9 2,8 1,7 0,5 -0,5 -1,1 -1,7 -1,7
300 -0,5 -1,1 -1,1 -1,1 -1,1 1,1 2,8 3,9 5,5 6,7 7,8 8,3 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,7 1,1 0,5 0
100 -2,2 -1,1 0 1,1 2,2 4,4 6,7 8,3 10,0 9,4 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 3,3 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1 -1,1 -1,7 -1,7
Com orvalho 200 -1,1 -1,1 -0,5 -0,5 0 1,1 2,8 5,0 7,2 7,8 7,8 7,8 7,8 7,2 6,7 5,0 3,9 2,8 1,7 0,5 0 0 -0,5 -0,5
300 -0,5 -1,1 -1,1 -1,1 -1,1 0 1,1 2,8 4,4 5,5 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5
100 -2,8 -2,8 -2,2 -1,1 0 1,1 3,3 5,0 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 5,5 4,4 2,8 1,1 0,5 0 -0,5 -1,7 -2,2 -2,8 -2,8
Na sombra 200 -2,8 -2,8 -2,2 -1,7 -1,1 0 1,1 2,8 4,4 5,5 6,7 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -1,7 -2,2 -2,8
300 -1,7 -1,7 -1,1 -1,1 -1,1 -0,5 0 1,1 2,2 3,3 4,4 5,0 5,5 5,5 5,5 5,0 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1

185


Tabela 20A: Correção das diferenças equivalentes de temperatura.
Temperatura exterior às 15 h VARIAÇÃO DA TEMPERATURA EXTERIOR EM 24 HORAS
para o mês considerado
menos temperatura interior 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

-16 -21,2 -21,7 -22,3 -22,8 -23,3 -23,8 -24,2 -24,7 -25,1 -25,6 -26,0 -26,5 -27,0 -27,4 -27,9 -28,8 -29,3 -29,8
-12 -17,2 -17,7 -18,3 -18,8 -19,3 -19,8 -20,2 -20,7 -21,1 -21,6 -22,0 -22,5 -23,0 -23,4 -23,9 -24,8 -25,3 -25,8
-8 -13,2 -13,7 -14,3 -14,8 -15,3 -15,8 -16,2 -16,7 -17,1 -17,6 -18,0 -18,5 -19,0 -19,4 -19,9 -20,8 -21,3 -21,8
-4 -9,2 -9,7 -10,3 -10,8 -11,3 -11,8 -12,2 -12,7 -13,1 -13,6 -14,0 -14,5 -15,0 -15,4 -15,9 -16,8 -17,3 -17,8
0 -5,0 -5,5 -6,1 -6,6 -7,1 -7,6 -8,0 -8,5 -8,9 -9,4 -9,8 -10,3 -10,8 -11,2 -11,7 -12,6 -13,1 -13,6
+2 -3,1 -3,6 -4,2 -4,7 -5,2 -5,6 -6,1 -6,6 -7,0 -7,5 -7,9 -8,4 -8,0 -9,3 -9,8 -10,6 -11,1 -11,7
+4 -1,1 -1,6 -2,2 -2,7 -3,2 -3,6 -4,1 -4,6 -5,0 -5,5 -5,9 -6,4 -6,9 -7,3 -7,8 -8,6 -9,1 -9,7
+6 0,8 0,3 -0,3 -0,8 -1,3 -1,7 -2,2 -2,7 -3,1 -3,6 -4,0 -4,5 -5,0 -5,4 -5,9 -6,7 -7,2 -7,8
+8 2,8 2,3 1,7 1,2 0,7 0,3 0 -0,7 -1,1 -1,6 -2,0 -2,5 -3,0 -3,4 -3,9 -4,7 -5,2 -5,8
+10 4,7 4,2 3,6 3,1 2,6 2,2 1,7 1,2 0,8 0,3 -0,1 -0,6 -1,1 -1,5 -2,0 -2,8 -3,3 -3,9
+12 6,8 6,3 5,7 5,2 4,7 4,3 3,8 3,3 2,9 2,4 1,8 1,3 0,8 0,4 -0,1 -0,7 -1,2 -1,8
+14 8,8 8,3 7,7 7,2 6,7 6,3 5,8 5,3 4,9 4,4 3,8 3,3 2,8 2,4 1,9 1,3 0,8 0,2
+16 10,8 10,3 9,7 9,2 8,7 8,3 7,8 7,3 6,9 6,4 5,8 5,3 4,8 4,4 3,9 3,3 2,8 2,2
+18 12,8 12,3 11,7 1,2 10,7 10,3 9,8 9,3 8,9 8,4 7,8 7,3 6,8 6,4 5,9 5,3 4,8 4,2
+20 14,8 14,3 13,7 13,2 12,7 12,3 11,8 11,3 10,9 10,4 9,8 9,3 8,8 8,4 7,9 7,3 6,8 6,2
+22 16,9 16,4 15,8 15,3 14,8 14,4 13,9 13,4 13,0 12,5 11,9 11,4 10,9 10,5 10,0 9,4 8,9 8,3

186


Tabela 21 – Coeficientes globais de transmissão de calor (paredes). [kcal/h.m2.°C]

187


Tabela 22 – Coef. globais de transmissão de calor (alvenaria, construção pesada. [kcal/h.m2.°C]

188


Tabela 23 – Coef. globais de transmissão de calor (construção leve – tipo industrial). [kcal/h.m2.°C]

Tabela 24 – Coeficientes globais de transmissão de calor (construção leve). [kcal/h.m2.°C]

189


Tabela 26 – Coeficientes globais de transmissão de calor (alvenaria). [kcal/h.m2.°C]

Coeficientes Globais de Transmissão de Calor (U), em [kcal/h.m2.°C]

190


1) Paredes Externas U
a) Tijolos maciços (20cm x 10cm x 6cm)
14 cm = 2 revest. + 10 tijolos + 2 revest. 2,88

Dupla = 2 revest. + 20 tijolos + ar + 20 tijolos + 2 revest. 0,98
b) Tijolos furados (Standard = 20cm x 10cm x 6cm; Lajota = 20cm x 10cm x 20cm
ou 30cm; Livre = 20cm x 20cm x 6cm)

14cm = 2 revest. + 10 tijolos + 2 revest. 2,59
24cm = 2 revest. + 20 tijolos + 2 revest. 1,90
c) Concreto ou pedra
10cm 3,90
15cm 3,80
25cm 3,03
35cm 2,53
50cm 2,00

191



2) Paredes Internas U
a)Tijolos maciços

b) Tijolos furados

c) Tijolos furados
10cm 3,17
15cm 2,83

3) Tetos e pisos U
a) Laje simples com tacos
16cm = 2 revest. + 10 concreto + 2 argamassa + 2 tacos 2,00
b) Laje simples com ladrilhos
16cm = 2 revest. + 10 concreto + 2 argamassa + 2 ladrilhos 2,83
c) Laje nervurada com tacos
16cm = 2 revest. + 10 lajota + 2 argamassa + 2 tacos 1,66
d) Laje nervurada com ladrilhos
23cm = 2 revest. + 10 lajota + 7 concreto + 2 argamassa + 2 ladrilhos 2,20
e) Laje dupla 1,02


192


4) Terraços de cobertura U
a) Laje simples sem isolamento
18cm = 2 revest. + 10 concreto + 1,5 feltro e asfalto + 5 revest. 3,28

Nota: o revestimento da face superior da laje (4 ou 5cm) é geralmente de
concreto com “SIKA”, ou argamassa e ladrilhos.

a1) Idem, com 2,5cm de cortiça ou equivalente 1,07
a2) Idem, com 5cm de cortiça ou equivalente 0,63
b) Laje simples coberta com lajota de tijolo
30cm = 2 revest. + 10 concreto + 10 lajota + 5 revest 1,90
c) Laje nervurada sem isolamento

27cm = 2 revest. + 10 lajota + 7 concreto + 1,5 feltro e asfalto + 5 revest. 2,44

c1) Idem, com 2,5cm de cortiça ou equivalente. 0,98
c2) Idem, com 5cm de cortiça ou equivalente. 0,58

5) Telhados (forro sem ventilação) U
a) 2 revest. + 8 concreto + forro + telhado de telhas francesas 2,20

a.1) Idem, com 2,5 cm de cortiça ou equivalente, sobre o teto. 1,07
a.2) Idem, com 5 cm de cortiça ou equivalente, sobre o teto. 0,63

6) Vidros externos U
Verão 5,00
Inverno 5,50

7) Vidros internos U
Vidros internos 3,66

193


Ar exterior para renovação
Local m3/h Pessoa Concentração de
fumantes
recomendável mínimo
Bancos 17 13 ocasional
Barbearias 25 17 considerável
Salões de beleza 17 13 ocasional
Bares 68 42 -
Casinos–Grill-room 45 35 -
Escritórios
Públicos 25 17 alguns
Privados 42 25 nenhum
Privados 51 42 considerável
Estúdios 35 25 nenhum
Lojas 17 13 ocasional

Salas de hotéis 51 42 grande
Residências 35 17 alguns
Restaurantes 25 20 considerável
Salas de diretores 85 50 muito grande
Teatros – Cinemas - Auditórios 13 8 nenhum
Teatros – Cinemas - Auditórios 25 17 alguns
Salas de aulas 50 40 nenhum
Salas de reuniões 85 80 muito grande
Aplicações gerais
Por pessoa (não fumando) 13 8 -
Por pessoa (fumando) 68 42 -

194


Condições externas para verão (°C)
Cidades TBS TBU Temperatura Máxima
I-Região Norte
Macapá (AP) 34 28,5 34,7
Manaus (AM) 35 29,0 36,9
Santarém (PA) 35 28,5 37,3
Belém (PA) 33 27,0 34,9
II-Região Nordeste
João Pessoa (PB) 32 26,0 -
São Luís (MA) 33 26,0 33,9
Parnaíba (PI) 34 28,0 33,2
Terezina (PI) 38 28,0 40,3
Fortaleza (CE) 32 26,0 32,4
Natal (N) 32 27,0 32,7
Recife (PE) 32 26,0 32,6
Petrolina (PE) 36 25,0 38,4
Maceió (AL) 33 27,0 35,0
Salvador(BA) 32 26,0 33,6
Aracaju (SE) 32 26,0 -
III-Região Sudeste
Vitória (ES) 33 28,0 36,1
Belo Horizonte (MG) 32 24,0 35,5
Uberlândia (MG) 33 23,5 37,6
Rio de Janeiro (RJ) 35 26,5 39,4
São Paulo (SP) 31 24,0 34,9
Santos (SP) 33 27,0 37,7
Campinas (SP) 33 24,0 37,4
Pirassununga (SP) 33 24,0 37,8
IV-Região Centro-Oeste
Brasília (DF) 32 23,5 34,8
Goiânia (GO) 33 26,0 37,3
Cuiabá (MT) 36 27,0 39,0
Campo Grande (MT) 34 25,0 37,0
Ponta-Porã (MT) 32 26,0 35,8
V-Região Sul
Curitiba (PR) 30 23,5 33,3
Londrina (PR) 31 23,5 34,0
Foz de Iguaçu (PR) 34 27,0 38,0
Florianópolis (SC) 32 26,0 36,0
Joinville (SC) 32 26,0 36,0
Blumenau (SC) 32 26,0 36,0
Porto Alegre (RS) 34 26,0 39,0
Santa Maria (RS) 35 25,5 40,0
Rio Grande (RS) 30 24,5 -
Pelotas (RS) 32 25,5 -
Caxias do Sul (RS) 29 22,0 -
Uruguaiana (RS) 34 25,5 -

195


Condições externas para inverno (°C)
Cidades TBS (oC) Unidade Relativa(%)
Aracajú (SE) 20 78
Belém (PA) 20 80
Belo Horizonte (MG) 10 75
Blumenau (SC) 10 80
Boa Vista (RR) 21 80
Brasília (DF) 13 65
Caxias do Sul (RS) 0 90
Cuiabá (MT) 15 75
Curitiba (PR) 5 80
Florianópolis (SC) 10 80
Fortaleza (CE) 21 80
Goiânia (GO) 10 65
João Pessoa (PB) 20 77
Joinville (SC) 10 80
Macapá (AP) 21 80
Maceió (AL) 20 78
Manaus (AM) 22 80
Natal (RN) 19 80
Pelotas (RS) 5 80
Porto Alegre (RS) 8 80
Porto Velho (RO) 15 80
Recife (PE) 20 78
Rio Branco (AC) 15 80
Rio Grande (RS) 7 90
Rio de Janeiro (RJ) 16 78
Salvador (BA) 20 80
Santa Maria (RS) 3 80
São Luiz (MA) 20 80
São Paulo (SP) 10 70
Terezina (PI) 20 75
Uruguaiana (RS) 7 80
Vitória (ES) 18 78
Tabelas climatológicas da Diretoria de Rotas Aéreas, Ministério da Aeronáutica e Instituto Nacional
de Metrologia,

196


Condições internas para verão
Recomendável Máxima
Finalidade Local (A) TBS (A) TBS
(B) UR(%) (B) UR(%)
(oC) (oC)
Residências
Hotéis
Conforto 23 a 25 40 a 60 26,5 65
Escritórios
Escolas
Bancos
Lojas de Barbearias
curto tempo Cabelereiros
24 a 26 40 a 60 27 65
de Lojas
ocupação Magazines
Supermercados
Teatros
Auditórios
Ambientes
Templos
com
grandes Cinemas
cargas de Bares 24 a 26 40 a 65 27 65
calor Lanchonetes
latente e/ou
Restaurantes
sensível
Bibliotecas
Estúdios de TV
Locais de
reuniões
Boites, Salões de baile, 24 a 26 40 a 65 27 65
com
movimento
Depósitos de livros,
21 a 23 (C) 40 a 50(C) - -
Ambientes manuscritos,obras raras
de arte Museus e galerias de
21 a 23 (C) 50 a 55(C) - -
arte
Acesso Halls de elevadores - - 28 70
(A) TBS = temperatura de bulbo seco °C
(B) UR = umidade relativa (%)
(C) condições constantes para o ano inteiro

Condições internas para inverno
TBS(oC) UR (%)
20 – 22 35 - 65

197

Infiltração de ar
a) Pelas frestas
Tipo de abertura Observação m3/h por metro de fresta
(A)
Janelas

Comum 3,0
Basculante Mal ajustada 3,0
Guilhotina com caixilho de madeira Bem ajustada 6,5
Sem vedação 2,0
Guilhotina com caixilho metálico Com vedação 4,5
1,8

Portas Mal ajustada 13,0
Bem ajustada 6,5
b) Pelas portas
Local m3/h por pessoa
Porta giratória Porta de vai-e-vem
(1,80m) (0,90m)
Bancos 11 14
Barbearias 7 9
Drogarias e Farmácias 10 12
Escritórios de corretagem 9 9
Escritórios privados - 4
Escritórios em geral - 7
Lojas em geral 12 14
Restaurantes 3 4
Lanchonetes 7 9
c) Pelas portas abertas
Porta até 90cm 1350 m3/h
Porta de 90cm até 180cm 2000 m3/h
(a) Largura da fresta considerada de 4,5mm,
Notas: a) os valores das infiltrações pelas frestas são baseadas na velocidade de 15km/h para o vento;
b) os valores das infiltrações pelas portas são baseados em:
- Infiltrações de 2,2 m3/h e 3,4 m3/h, por pessoa que transpõe, respectivamente, porta giratória e
porta vai-e-vem;
- Velocidade de vento nula; a infiltração, devida ao vento, pode ser desprezada no caso do
resfriamento do ar, mas deve ser considerada no caso do aquecimento;
- porta ou portas vai-e-vem situadas em única parede externa,
c) os valores das infiltrações pelas protas abertas são baseados em:
- Ausência de ventos;
- Somente uma porta aberta em uma parede externa,
d) no caso de resfriamento, deve-se considerar com o valor mínimo da infiltração 1,5 renovações por
hora de ar nos ambientes condicionados, entretanto, para grandes volumes com pequena ocupação em
ambientes praticamente estanques, este limite pode ser reduzido a 1,5 para 1.

198


Infiltration thru windows and doors – Summer* 7,5 mph Wind Velocity

Doors on one or adjacent walls, for corner entrances
CFM PER SQ FT AREA** CFM
No Use Average Use Standing Open
Description
No Vestibule Vestibule
Revolving Doors
-Normal Operation 0,8 5,2 - 900
-Panels open - - 1200
Glass door 3/,, crack 4,5 10,0 700 500
Wood door (3´ x 7´) 1,0 6,5 700 500
Small factory door 0,75 6,5 - -
Garage & shipping room door 2,0 4,5 - -
Ramp garage door 2,0 6,75 - -

Swinging doors on opposite walls
CFM PER PAIR OF DOORS
% Time 2nd
door is % time 1st door is open
open
10 25 50 75 100
10 100 250 500 750 1000
25 250 625 1250 1875 2500
50 500 1250 2500 3750 5000
75 750 1875 3750 5625 7500
100 1000 2500 5000 7500 10000

Doors
CFM PER PERSON IN ROOM PER DOOR
Application 72” Revolving Door 36” Swinging Door
Bank 6,5 8,0 6,0
Barber Shop 4,0 5,0 3,8
Candy and Soda 5,5 7,0 5,3
Cigar Store 20,0 30,0 22,5

199


Infiltration thru windows and doors – Summer* 7,5 mph Wind Velocity – (Continued)

Doors
CFM PER PERSON IN ROOM PER DOOR
Application 72” Revolving Door 36” Swinging Door
Department Store (Small) 6,5 8,0 6,0
Dress Shop 2,0 2,5 1,9
Drug Store 5,5 7,0 5,3
Hospital Room - 5,5 2,6
Lunch Room 4,0 5,0 3,8
Man´s Shop 2,7 3,7 2,8
Restaurant 2,0 2,5 1,9
Shoo Store 2,7 3,5 2,6
* All values in Table are based on the wind blowing directly at the window or door, When the wind
direction is oblique so the window or door, multiply the above values by 0,60 and use the total
window and door area on the wind word side(s),
- Based on a wind velocity of a 7,5 mph, For design wind velocities different from the base, multiply
the above values by the ratio of velocities,
- Includes frame leakage where applicable,
** Vestibules may decrease the infiltration as much as 30% when the door usage is light, When
door usage is heavy, the vestibule is of little value for reducing infiltration,

200

Calor liberado por pessoas (kcal/h)
TBS
Met. Met.
Local Homem médio 28 27 26 24 21
Adulto (A)
S L S L S L S L S L
Teatro, Escola
98 88 44 44 49 39 53 35 58 30 65 23
Primária.
Escola Secundária 113 100 45 55 48 52 54 46 60 40 68 32
Escrit,, Hot, ,Aptos,,
120
Universidades
113 45 68 50 63 54 59 61 52 71 42
Supermercados,
139
varejistas, lojas.
Farmácias, drogarias. 139
126 45 81 50 76 55 71 64 62 73 53
Bancos 139
Restaurante (B) 126 139 48 91 55 84 61 78 71 68 81 58
Fábrica, trabalho livre 202 189 48 141 55 134 62 127 74 115 92 97
Salão de baile 227 214 55 159 62 152 69 145 82 132 101 113
Fábrica, trabalho
moderadamente 252 252 68 184 76 176 83 169 86 156 116 136
pesado
Boliches, fábricas,
378 365 113 252 117 248 122 243 132 233 152 213
ginásios (C)
S – Sensível L - Latente

a) O “metabolismo médio” corresponde a um grupo composto de adultos e crianças de ambos os sexos, nas proporções
normais, Estes valores foram obtidos à base das seguintes hipóteses:

-Metabolismo mulher adulta = metabolismo homem adulto x 0,85

-Metabolismo criança = metabolismo homem adulto x 0,75

b) Estes valores compreendem 14 kcal/h (50% calor sensível e 50% calor latente) por ocupante, para levar em conta o calor
desprendido pelos pratos,

c) Boliche: admitindo uma pessoa jogando por pista e os outros sentados (100 kcal/h) ou em pé (139 kcal/h),

201


Calor liberado por fontes diversas
kcal/h
Equipamentos Diversos
Sensível Latente Total
Equipamentos elétricos

Aparelhos elétricos – por kW 860 0 860
Forno elétrico – serviço de cozinha – por kW 690 170 860
Torradeiras e aparelhos de grelhar – por kW 770 90 860
Mesa quente – por kW 690 170 860
Cafeteiras – por litro 100 50 150
Equipamentos a gás

GLP 50% butano + 50% propano – por m3/h 5 540 700 6 240
GLP (50/50%) – por kg 9 800 1 200 11 000
Bico de Bunsen – tamanho grande 835 215 1 050
Fogão a gás – serviço de restaurante por m2
superfície da mesa 10 500 10 500 21 000
Banho Maria

Por m2 de superfície superior 2 130 1 120 3 250
Cafeteira – por litro 150 50 200
Equipamentos a vapor

Banho Maria – por m2 de boca 1 125 2 625 3 750
Alimentos

Por pessoa (Restaurante) 7 7 14
Motores elétricos Eficiência
Aproxim.
Potência (placa) (%)
Até 1/4 CV Por CV 60 1 050 0 1 050
1/2 a 1 CV Por CV 70 900 0 900
1 1/2 a 5 CV Por CV 80 800 0 800
7 1/2 a 20 CV Por CV 85 750 0 750
acima de 20 CV Por CV 88 725 0 725

202


Energia dissipada pelas luminárias
Local Tipos de Nível de Potência
Iluminação Iluminação dissipada
(LUX) W/m2
Escritórios Fluorescente 1000 40
Lojas Fluorescente 1000 50
Residências Incandescente 300 30
Supermercados Fluorescente 1000 35
Barbearias e salões de beleza Fluorescente 500 20
Cinemas e teatros Incandescente 60 15
Museus e bibliotecas Fluorescente/Incandescente 500/500 45/70
Restaurantes Fluorescente/Incandescente 150/150 15/25
Bancos Fluorescente 1000 35

Auditórios:
a)Tribuna Incandescente 1000 50
b)Platéia Incandescente 500 30
c)Sala de espera Incandescente 150 20

Hotéis:
a)Banheiros Incandescente 150 25
b)Corredores Incandescente 100 15
c)Sala de leitura Fluorescente/Incandescente 500/500 45/70
d)Quartos Incandescentes 500 35
e)Salas de reuniões
- Platéia Incandescente 150 20
- Tablado Incandescente 500 30
f)Portaria e recepção Incandescente 250 35

203

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