Estratégias- redução- temp- oper- módulos-FV-revisado

Estratégias- redução- temp- oper- módulos-FV-revisado

(Parte 2 de 4)

A figura de mérito na análise da transferência de calor global por convecção a partir de uma superfície do módulo é o coeficiente de transferência de calor global por convecção, hc, que, dependendo da situação física do sistema ambiente– módulo, pode ser responsável pela combinação de efeitos de

forçada irá predominar [7]Para resfriamento forçado,

convecção livre (ou natural) e forçada. Em dias calmos, a convecção livre será a maior forma de arrefecimento. Quando algum lado do painel enfrenta o vento, a convecção alguns autores sugerem que o coeficiente de convecção, hf, seja aproximado como uma função linear da velocidade do

horizontal

fluido [7]. Já no caso da convecção natural, sobretudo em placas planas voltadas para baixo, a obtenção do coeficiente de transferência de calor, h, requer o emprego de correlações envolvendo parâmetros adimensionais cuja disponibilidade na literatura torna-se tanto mais escassa quanto menor é o ângulo de inclinação da placa plana em relação à direção

Para a região laminar da camada limite ao longo de uma superfície inclinada, Fujii e Imura sugerem em [1] que o coeficiente médio de transferência de calor seja expresso como em que GrcPr é o número de Rayleigh crítico e K uma constante cuja obtenção é descrita em [1]. Para placa horizontal e para placa ligeiramente inclinada em relação à horizontal, ambas viradas para baixo, o coeficiente de transferência de calor médio é obtido através de

Superfícies aletadas. A adição de aletas à superfície traseira de um módulo aumenta significativamente a quantidade de calor dele removido [4], e o desempenho desse tipo de dissipação de calor (efetividade de aletas) depende da velocidade do ar, da condutividade térmica do material das aletas, comprimento e área de seção transversal das mesmas e da resistência térmica entre o dissipador de calor e o módulo. Dissipadores de calor aletados diferem basicamente quanto ao número de aletas que possuem e à geometria das mesmas. Aletas em formato de pino e espinho não são sensíveis à direção do vento, ao passo que as retangulares dependem da direção do vento no que diz respeito ao seu desempenho.

Devido à facilidade de manufatura, configurações paralelas de aletas de seção transversal retangular sobre bases planas compõem a geometria mais comum de dissipadores de calor [12]. Em geral, as orientações vertical e horizontal voltada para cima desse tipo de dissipador de calor são preferidas por maximizar a taxa de transferência de calor por convecção natural; consequentemente, tais configurações são extensivamente investigadas na literatura, que, entretanto, apresenta consideráveis variações de estudo para estudo. Por outro lado, há poucos trabalhos investigando orientações inclinadas [13].

Em [12], são sugeridas, para o intervalo –60º<θ<+80º (ângulos medidos em relação à posição vertical, cujos sinais negativo e positivo se referem a aletas voltadas para cima e para baixo, respectivamente) as seguintes correlações:

em que:

espaçamento entre as aletas, S;

L e H são o comprimento e a altura de cada aleta, respectivamente;

β é coeficiente de expansão térmica volumétrica do fluido de imersão;

ΔT é a diferença entre as temperaturas da base e do ambiente;

g é a aceleração local da gravidade;

ν é a viscosidade cinemática do fluido de imersão.

Para uma faixa mais estreita de Gr’vPr, recomenda-se a seguinte correlação:

Observa-se, ainda, que o espaçamento ótimo entre as aletas não se altera significativamente com inclinações entre –60º < θ < +80º, indicando que dissipadores de calor projetados em design ótimo para o caso vertical podem ser inclinados dentro dessa faixa sem serem afetados pelo espaçamento das aletas [12].

Finalmente em [14], Mehrtash e Tari estudam inclinações até então não investigadas – aquelas próximas à posição horizontal, propondo correlações aplicáveis a todos os possíveis ângulos de inclinação e mostrando que as mesmas possuem uma exatidão com erros de menos de 20% para os casos em que o espaçamento entre as aletas estejam próximos de seus valores ótimos.

up,hPrsinθ<5000 segundo número de Grashof modificado.

A correlação sugerida para a faixa de inclinação +80º<θ<+90º, i.e., conjunto de aletas voltadas para baixo levemente inclinadas com relação à horizontal, é:

em que = =[ ∆ 3]/( ) é o segundo número de Rayleigh baseado no espaçamento entre as aletas.

Ainda de acordo com [14], quando outras geometrias de aletas são consideradas, as aletas retangulares são vantajosas para convecção natural devido à possibilidade de proporcionar uma área maior de troca de calor, comparandose, por exemplo, a aletas em pino, enquanto que a adição de aletas em pino entre aletas retangulares adjacentes pode melhorar as características de transferência de calor por convecção forçada.

Ventilação forçada. A ventilação forçada consiste na utilização de um ventilador para aumentar a velocidade do ar, e consequentemente a transferência de calor com o ambiente. Para uma maior eficiência, devem-se utilizar aletas para melhorar a troca de calor. No caso da convecção forçada, a possível dissipação de calor depende fortemente de outros componentes do sistema de arrefecimento, tais como ventilador e recinto de circulação do fluido; dessa forma, não é possível obter correlações adimensionais gerais de transferência de calor. Já na convecção natural, é possível fazer generalizações e obter correlações independentes da aplicação [13].

Painéis fotovoltaicos térmicos (PV-T). O sistema híbrido fotovoltaico térmico é uma tecnologia que promove a geração das energias elétrica (por efeito fotoelétrico) e térmica simultaneamente, oferecendo uma alternativa para aumentar a eficiência global de módulos fotovoltaicos a partir do aproveitamento do calor a ser dissipado pelo sistema. O resfriamento do painel fotovoltaico pode ser alcançado através da circulação de fluido frio (tipicamente ar ou água) na superfície traseira, na dianteira ou em ambas as suas superfícies [15]. Em operação, coletores solares térmicos são agregados a células fotovoltaicas para gerar, simultaneamente, calor a baixa temperatura e eletricidade, ambos sendo de interesse prático, já que o calor pode ser empregado em setores como indústria, agricultura e construção civil [15]. Desse modo, parte do calor gerado é transferida para o trocador de calor em contato térmico com as células, e o restante é dissipado para o ambiente.

M. Ozgoren et al. [16] realizam um estudo experimental consistindo de testes de comparação entre um painel fotovoltaico simples e um PV-T refrigerado com água. Foi mostrado que o módulo fotovoltaico operado com resfriamento ativo por água apresentou menor temperatura superficial durante seu funcionamento, aumentando a eficiência global de conversão das células para aproximadamente 13,6%, em contraste com a eficiência de 8% observada no sistema sem resfriamento. Observou-se, ainda, que a vazão de água é determinante no aumento da eficiência de conversão de energia das células, bem como taxas de transição e absorção do vidro de cobertura em coletores PV-T, o isolamento do material e a eficiência da célula em si.

Em [15], J.K. Tonui e Y. Tripanagnostopoulos argumentam que sistemas com extração de calor por circulação de ar são limitados quanto ao seu rendimento em virtude da baixa densidade, baixa capacidade térmica volumétrica e baixa condutividade térmica do ar, e apresentam o emprego de duas técnicas para a melhoria da extração de calor através de canais com ar em escoamento.

À luz das informações expostas na revisão bibliográfica, foram escolhidas três estratégias de resfriamento para serem submetidas a simulação numérica: aletas em convecção natural, canais retangulares ventilados e sistema híbrido fotovoltaico-térmico (PV-T).

Primeiramente, estabelece-se um modelo de referência, considerando-se um módulo operando em circuito fechado e desprovido de dispositivo de arrefecimento. A figura 1 ilustra o circuito de resistências térmicas consideradas nesse modelo.

Figura 1 - Balanço térmico de um painel [8].

O balanço térmico realizado baseia-se no modelo proposto em [8] para um módulo fotovoltaico:

A figura 2 mostra a comparação entre resultados do modelo numérico desenvolvido neste trabalho e os resultados experimentais para um painel ARCO 25W, usado no experimento da SWRES nos anos 1980, objeto de estudo do modelo de M. K. Fuentes [8].

Tendo em vista um painel operante em circuito fechado, modificou-se o balanço de modo a incluir o termo Pw, que leva em conta a geração de energia elétrica:

+mc.cpc dTc

O termo Pw introduzido em (10) é uma correlação proposta por [17] referente à relação entre potência elétrica em corrente contínua (DC) fornecida pelo painel FV e a temperatura Tc desse mesmo painel:

O coeficiente η é dado por:

A. Aletas em convecção natural

A inserção de aletas na parte inferior do painel torna necessárias algumas modificações no modelo original de [8], de modo que o balanço de energia passe a ser descrito segundo (13):

A figura 3 ilustra uma porção do painel com aletas, mostrando as dimensões consideradas no equacionamento.

Figura 3 - Desenho esquemático das aletas sob o painel FV.

O conjunto aletas e painel está à temperatura uniforme Tc. Ademais, considera-se a mesma curva de temperatura do solo, Tg, obtida a partir do modelo sem aletas. A figura 4 mostra o desenho esquemático do conjunto painel-aletas resfriado por convecção natural. Setas curvadas azuis e vermelhas representam, respectivamente, fluxos de ar de entrada (temperatura menor) e de saída (temperatura maior).

Figura 4 – Desenho esquemático do conjunto Painel FV-Aletas resfriado por convecção natural.

Figura 2 – Comparação entre trabalho de FUENTES, M.K e modelo numérico do presente estudo.

A troca de calor por convecção na parte superior do painel (termo hcT) é calculada da mesma forma como no modelo sem aletas, enquanto que sob a placa fazem-se necessárias modificações.

Para isso, recorre-se ao trabalho de [13], de cujas simulações resultaram correlações para determinação do número de Nusselt médio para convecção natural no caso de aletas sob placas inclinadas. Semelhantemente ao caso da dissipação por convecção, o

termo hRT é o mesmo usado no modelo sem aletas:

O termo hRB foi modificado, tratando cada sistema aletabase como uma cavidade [18]:

Para estimar o número de aletas que pudesse proporcionar a maior redução de temperatura do painel, o balanço de energia foi modificado, passando a considerar regime permanente e condições NOCT (sem o termo geração Pw). Rearranjando-se a equação (13), obtém-se um polinômio de 4ª ordem na forma:

Os coeficientes de (16) são mostrados na tabela I:

Tabela I: Coeficientes de (30)

A hRT+hRB B 0

D hcB.Atot.ηo +hcT.AT

Das raízes obtidas de (30), considera-se somente a que tem significado físico, ou seja, real e maior que zero

(Tc∈R e Tc≥0). Foi elaborada novamente uma rotina em MATLAB®, a partir da qual as raízes foram sendo obtidas sucessivamente enquanto variava-se o número de aletas, obtendo-se, assim, uma curva Nf x Tc, ilustrada na figura 5.

Alternativamente, obteve-se a curva x , mostrada na figura 6, a partir da qual foi possível identificar o espaçamento ótimo entre as aletas, i.e., aquele para o qual se alcançou a mínima temperatura Tc.

B. Canais retangulares ventilados

Para um modelo de dissipação de calor via convecção forçada, é proposta a colocação de uma chapa do mesmo material na extremidade inferior das aletas, de modo que sejam formados canais para a passagem do ar por um ou mais ventiladores. A figura 7 evidencia os parâmetros geométricos relacionados a uma seção contendo um canal.

Para o modelo, são assumidas as seguintes premissas: i. O conjunto painel FV, aletas e chapa inferior estão à temperatura média uniforme Tc; i. O modo de dissipação predominante sob a placa é a convecção forçada; i. Desconsideram-se as dissipações por radiação e por convecção pela chapa inferior; iv. As dissipações por radiação e convecção na parte superior do painel permanecem inalteradas em relação aos modelos anteriores (sem aletas e aletas com convecção natural); v. A velocidade do ar é considerada nula, de modo a estudarem-se os casos mais críticos.

Com essas considerações, tem-se o balanço energético da seguinte forma:

Pw -αR.S.AT+(mM.cpM+mccpc) dTc

Figura 5 - Curva Nf x Tc para convecção natural, célula YGE-60 / 260W.

Figura 6 - Curva S_fxT_c para convecção natural, célula YGE-60 / 260W.

Figura 7 - Desenho esquemático do canal de passagem do ar sob o Painel FV.

A figura 8 representa o conjunto painel-aletas resfriado por convecção forçada.

Os termos referentes à convecção na parte superior (termo ℎ ) não sofrem alterações em relação aos modelos anteriores, bem como as relações geométricas e os termos

referentes caracterização das aletas ( ). Para determinar a dissipação de calor pelos canais, recorreu-se ao trabalho de [19], que possibilitou determinar o coeficiente de transferência de calor por convecção médio ℎ . A equação de perda de carga em canais é dada por (18)

O coeficiente de expansão Ke é dado pela expressão:

Cujos coeficientes são dados na tabela:

Tabela I: Coeficientes de (19).

E a razão de contração de área é dada por:

σ=( Sf

Sf+e f

O termo fapp depende da condição do escoamento

(laminar ou turbulento). Para o caso laminar aqui considerado, tem-se:

fapp .Re=

O parâmetro x+ é dado por:

Re (

E a função de correção ∅ é dada por:

Para o caso turbulento, tem-se:

As constantes C e G de (24) são dadas, respectivamente, por (25) e (26):

A transição de escoamento laminar para turbulento ocorre quando se ultrapassa um número de Reynolds crítico, que por sua vez é dado por (27) [19]:

Em função da disponibilidade dos dados, foram escolhidos para as simulações ventiladores da marca ASA®, os quais têm suas curvas disponibilizadas no site do fabricante (w.asafan.com.br). A partir das curvas, foram obtidas expressões polinomiais via software GRAPHER®, de modo que elas pudessem ser inseridas no modelo computacional.

O polinômio que melhor se ajustou foi o de 8ª ordem, na forma:

Combinando as curvas resultantes de(18) e (30),

Em (28), P é dado em mmH2O e Q, em CFM. obtém-se o ponto de operação de cada ventilador. A figura 9 mostra o ponto de operação do sistema empregando o ventilador de 5,85 W, com o qual o ponto de operação correspondeu à menor vazão dentre os três ventiladores avaliados (0,048 m³/s).

Figura 8- Desenho esquemático para conjunto Painel FV-Aletas, para operar com convecção forçada

A perda de carga mostrada refere-se ao que ocorre nos canais formados pelas aletas (98 no caso estudado), desprezando-se efeitos de borda, bem como perdas decorrentes da montagem dos ventiladores (coifas, concordâncias etc.).

Com base nas curvas disponibilizadas pelo fabricante, os modelos de ventiladores estudados têm seus pontos de operação determinados para as condições padrão (1 atm e 25°C de temperatura ambiente). Entretanto, nas simulações esse ponto de operação varia conforme se altera a temperatura do ar ambiente, pois, de acordo com a lei dos ventiladores [20], tem-se que, embora a vazão permaneça inalterada, a pressão varia com a densidade:

ρ o

Dessa forma os resultados de (18) e (28) são recalculados à medida que varia a temperatura ambiente.

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