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

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

(Parte 3 de 4)

Assim como no caso da convecção natural, para estimar o número de aletas que pudesse proporcionar a maior redução de temperatura do painel, o balanço de energia foi modificado considerando regime permanente e condições NOCT (sem o termo geração Pw).

Considerando-se dTcdt =0 (regime permanente), e rearranjando-se (17), obtém-se um polinômio de quarta ordem na forma:

A.Tc4+B.Tc3+C.Tc2+D.Tc+E=0 (30) Os coeficientes de (30) são dados na tabela a seguir:

Tabela I: Coeficientes de (30)

A σ.ϵc.AT B 0

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

(Tc∈ℝ e Tc≥0). Variando-se o número de aletas, obtiveram-se as curvas mostradas nas figuras 10 e 1.

Conforme poderá ser visto nos resultados, a operação contínua do ventilador implica um consumo energia elétrica que reduz o ganho obtido com o resfriamento da célula. Uma providência para melhorar o saldo entre as quantidades de energia produzida a mais pelo painel FV resfriado e o consumo dos ventiladores é fazer com que esses últimos não operem nos horários de baixa insolação, quando a produção de energia elétrica é reduzida, tendo como fator compensador a baixa elevação de temperatura. No entanto, estando os canais montados, o ar estagnado sob o painel apresenta-se como resistência térmica adicional, e a dissipação pela chapa inferior revela-se significativa. Diante disso, foi necessário elaborar mais um modelo, para abranger essa condição. A figura 12 esquematiza o sistema composto por painel, canais e solo, com ventilador fora de operação.

Figura 9 - Ponto de operação para ventilador axial 5,85 W. Figura 10- Exemplo de curva Tc x número de aletas, célula ARCO 25W.

Figura 1- Exemplo de curva Tc x espaçamento entre aletas, célula ARCO 25W.

Figura 12 - Desenho esquemático do sistema painel, canais e solo, com ventilador fora de operação.

No presente caso, foram admitidas as seguintes considerações:

i. O ar sob o painel está estagnado (sem movimento), e desprezam-se as perdas por convecção natural; i. Admite-se o sistema ar-painel-aletas a temperatura uniforme Tc; i. A chapa inferior está a uma temperatura uniforme Tc2.

Com essas considerações, o balanço de energia resulta agora em um sistema de equações diferenciais ordinárias para Tc e Tc2:

+ RCOND(Tc-Tc2)+ Pw-αR.S.AT+(MCp)1 dTc

O termo hcT continua sendo o mesmo que vem sendo utilizado desde o primeiro modelo. Já o termo ℎ refere-se à troca de calor por convecção natural entre a chapa inferior e o ar ambiente, e é obtido a partir da correlação de [1] para superfícies inclinadas com aquecimento na parte inferior.

O termo hRB refere-se à troca de calor por radiação entre o conjunto painel FV- aletas e a chapa inferior. Neste caso, usou-se uma solução semelhante à da cavidade, no caso de convecção natural.

O termo RCOND refere-se à resistência equivalente associada à condução no sistema painel FV-aletas e a chapa inferior.

kM.tf.L ka.Sf.L

Os termos (MCp)1 e (MCp)2 referem-se às capacitâncias térmicas de cada volume de controle considerado na análise, sendo:

C. Sistema fotovoltaico-térmico

Na presente análise, o conjunto composto por um painel fotovoltaico e dutos circulares acoplados em sua superfície inferior (superfície não ativa) é idealizado como sendo um simples coletor solar capaz de gerar potência elétrica. Água bombeada circula no interior dos dutos, absorvendo por convecção parte do calor dissipado pelo painel.

A partir do balanço de energia do volume de controle envolvendo o conjunto painel-dutos, obtém-se a seguinte equação diferencial ordinária de primeira ordem:

∑mcp∙ dTc

Na equação acima, tem-se que:

∑mcp é a soma das inércias térmicas (produto da massa pelo calor específico a pressão constante) dos materiais da célula e dos dutos;

Tfm=(Tfi+Tfo)/2 é a temperatura média do fluido (água) escoando no interior dos dutos, sendo definida como a média aritmética entre as temperaturas de entrada e de saída da água, o que vem da hipótese de que a temperatura da água cresce linearmente desde a entrada do duto até sua saída;

e são as emissividades, respectivamente, das células sobre o painel e dos tubos abaixo dele;

hcT, ℎ e ℎ são os coeficientes convectivos, em W/m²∙K, da superfície superior do painel para o ar, da superfície inferior dos tubos para o ar e dos tubos para a água, respectivamente.

Já o balanço de energia no volume de controle que compreende o conteúdo de água circulando no interior dos dutos fornece a seguinte equação diferencial:

dTfm

Na equação acima:

mcpágua é o produto da massa e do calor específico da água contida no volume de controle à temperatura Tfm; m é a vazão mássica de água, em kg/s;

Tfi e Tfo são, respectivamente, as temperaturas de entrada e de saída da água.

Note-se que o primeiro termo no lado direito da última equação corresponde exatamente à quantidade de calor, por

unidade de tempo, transferida dos tubos à água de circulação. Já o segundo termo corresponde à diferença de entalpias da água na entrada e na saída do volume de controle.

Com o intuito de simplificar os cálculos, sem, no entanto, acarretar erros grosseiros nos resultados, foram adotadas as seguintes considerações: i. A análise é feita a parâmetros concentrados, i.e., as temperaturas do conjunto painel-tubos e da água circulando são tomadas como uniformes em cada instante de tempo; i. O painel e os tubos encontram-se, a cada instante de tempo, à mesma temperatura, Tc; i. Avalia-se a situação em que toda a superfície inferior do painel esteja coberta por dutos, de modo que aproximadamente toda a área Ac corresponda à área de troca calor entre o painel e a água. Assim, não se leva em conta a geometria curvada de cada duto, mas, sim, uma superfície plana de troca de calor. iv. Tal como a consideração anterior, a área de transferência de calor dos tubos com o ar e com o solo é aproximada como sendo plana e igual a Ac; v. Despreza-se qualquer resistência térmica de contato

entre o painel e os tubos; vi. Os diâmetros dos tubos, quando necessário levá-los em consideração em cálculos, são todos concentrados numa única grandeza, denominada diâmetro hidráulico equivalente (dh), correspondente à soma dos diâmetros (idênticos) de todos os tubos.

Os coeficientes convectivos hcT e hcB são os mesmos adotados para o caso de placa plana em convecção natural.

Já o coeficiente ℎ foi obtido através da correlação proposta em [18], para escoamento em desenvolvimento térmico e hidrodinâmico no interior de um duto circular a temperatura constante.

A água circulando no interior dos dutos deve ser bombeada, e, para tanto, uma potência de bombeamento é requerida. A fim de estimar a potência a ser fornecida a uma bomba que realize tal tarefa, é necessário avaliar a perda de carga ocorrente quando do escoamento da água no interior da tubulação. Na análise aqui reportada, considera-se a situação em que o painel fotovoltaico seja instalado a uma altura Z = 2 m acima do solo, e seja inclinado de um ângulo com a horizontal. Como os dados de entrada (temperaturas e irradiação solar) correspondem àqueles obtidos para a cidade de Campinas – SP, foi adotado o ângulo de inclinação (em relação à horizontal) de 34º recomendado para tal cidade. Vale ressaltar que as correlações dependentes do ângulo de inclinação dos painéis usadas na presente análise se baseiam no ângulo tomado em relação à vertical; portanto, os cálculos realizados levam em conta a quantidade (90º - β).

A equação que fornece a perda de carga total em metros é dada por:

O termo HL em (39) é dado por:

Na equação acima [21], fapp é o fator aparente de atrito de Fanning, e Q é a vazão volumétrica de água, em m³/s. O parâmetro fapp foi determinado a partir da correlação proposta em [2] para a condição de escoamento laminar não desenvolvido hidrodinamicamente em duto circular: Por fim, considerando-se uma bomba com eficiência ηp =75% de eficiência, a potência requerida para bombear a água é dada por [21]:

As figuras 13 a 21 apresentam graficamente os resultados obtidos nas simulações computacionais executadas.

Figura 13- Comparação entre curvas de temperaturas para painel com e sem aletas - Campinas-SP.

Figura 14 - Comparação entre curvas de potência fornecida para painel com e sem aletas - Campinas-SP.

Figura 15 - Comparação entre ganhos energéticos para painel com e sem aletas, sem controle de horário - Campinas-SP.

Figura 16 - Comparação entre ganhos energéticos para painel com e sem aletas, com ventiladores funcionando no intervalo determinado - Campinas- SP.

Figura 17 - Obtenção do intervalo de funcionamento dos ventiladores - Campinas-SP.

Figura 18 - Comparação entre curvas de temperaturas para painel com e sem aletas, com ventilador funcionando no intervalo determinado - Campinas-SP.

Figura 19 - Comparação entre curvas de temperaturas para painel com e sem aletas, com ventilador funcionando no intervalo determinado - Campinas-SP.

Figura 20 - Gráfico de comparação entre as temperaturas atingidas para cada estratégia de resfriamento – Campinas-PB (sistema PV-T à vazão de 20 L/min).

Figura 21 - Gráfico de comparação entre as potências geradas para cada estratégia de resfriamento – Campinas-SP (sistema PV-T à vazão de 10 L/min).

Existem várias técnicas conhecidas que podem limitar a elevação de temperatura de módulos FV. O calor pode ser dissipado de maneira passiva, utilizando-se da convecção natural do ar sobre as superfícies dos módulos fotovoltaicos, embora técnica se limite pela baixa taxa de remoção de calor. Já as técnicas ativas, apesar de apresentarem um bom potencial, são processos que requerem o uso de energia adicional.

O uso de aletas é uma das formas mais comuns de se melhorar a troca de calor em materiais, sendo utilizados em aplicações como eletrônica, automotiva, elétrica, entre outras. Seu princípio de funcionamento simples, porém eficaz, e o fato de funcionar de forma passiva o tornam o candidato mais promissor dentre as estratégias estudadas. A utilização de ventiladores para forçar o fluxo de ar entre as aletas pode ser interessante, ao aumentar a taxa de troca de calor. Entretanto, é necessário averiguar o balanço energético, para determinar se a energia gasta com a ventilação compensa os ganhos com a menor temperatura.

Soluções ativas como PV/T têm um desempenho considerável na remoção do calor dos painéis fotovoltaicos, embora apresentem a desvantagem de necessitar de um trocador de calor para a dissipação. Tal dissipador poderia ser uma torre de refrigeração, um sistema de troca de calor geotérmico (troca de calor com o solo) ou, até mesmo, a utilização desse calor em algum processo, como no caso do banho para aplicações residenciais ou aquecimento em aplicações industriais. Entretanto, no caso de uma usina, não haveria uso para esse calor removido, e os custos associados à construção de um dissipador requerem um estudo mais aprofundado para encontrar uma solução de resfriamento do fluido que seja técnica e economicamente viável no que diz respeito aos ganhos com o aumento da eficiência dos painéis.

A partir das simulações computacionais realizadas, as quais levaram em consideração um dispositivo de arrefecimento passivo (aletas em convecção natural) e dois ativos (canais com ventilação e sistema PV-T), foi possível constatar que, diante das mesmas condições ambientais, o sistema de canais com ventilação apresentou o melhor desempenho, já que ao longo do dia considerado (um dia típico de pleno verão na cidade de Campinas – SP) tal estratégia de resfriamento promoveu as menores temperaturas e, de consequência, os maiores valores de potência líquida de saída do módulo fotovoltaico considerado.

Vale ressaltar que a análise consiste essencialmente em um problema transitório de transferência de calor, haja vista a dependência da irradiação solar, fonte da energia admitida pelos sistemas analisados, cuja intensidade varia ao longo de todo o dia.

É importante ponderar que as temperaturas atingidas a partir das estratégias ativas dependem da vazão do respectivo fluido de resfriamento, grandeza que, por sua vez, relaciona-se diretamente à potência consumida pelo dispositivo de arrefecimento. No estudo realizado, considerou-se uma vazão de 20 L/min para a água no sistema PV-T, valor ainda correspondente a um regime laminar de escoamento da água no interior dos dutos. O aumento dessa vazão tende a melhorar a transferência de calor dos tubos à água, mas a partir de certo valor o regime de escoamento passa à condição de turbulência, o que é prejudicial no que se refere à potência de bombeamento.

[1] RÜTHER, R. Edificios Solares Fotovoltaicos. Florianópolis: Editora UFSC / LABSOLAR, 2004.

[2] MAKRIEDES, G. et al. Temperature Behavior of Different

Photovoltaic Systems Installed in Cyprus and Germany. Solar Energy Materials and Solar Cells, v. 93, n. 6-7, p. 1095-1099, Junho 2009.

[3] MAKRIEDES, G. et al. Potential of Photovoltaic Systems in

Countries with High Solar Irradiation. Renewable and Sustainable Energy Reviews, v. 14, n. 2, p. 754-762, Fevereiro 2010.

[4] RAUSCHENBACH, H. S. Solar cell array design: the principles and technology of photovoltaic energy conversion. [S.l.]: Van Nostrand Reinhold, 1980.

[5] LAU, G. E. et al. Modelling of natural convection in vertical and tilted photovoltaic applications. Energy and Buildings, 5, 2012.

[6] BERGMAN, T. L. et al. Fundamentals of Mass and Heat Transfer. [S.l.]: John Wiley & Sons, 2011.

[7] JONES, A. D.; UNDERWOOD, C. P. A thermal model for photovoltaic systems. Solar Energy, 70, 2001.

[8] FUENTES, M. K. A Simplified Thermal Model for Flat-Plate Photovoltaic Arrays. Albuquerque, USA. 1987.

[9] SKOPLAKI, E.; BOUDOUVIS, A. G.; PALYVOS, J. A. A simple correlation for the operating temperature of photovoltaic modules of arbitrary mounting. Solar Energy Materials & Solar Cells, v. 92, p. 1393-1402, 2008.

[10] DEY, C. J.; MILLS, D. R.; ROYNE, A. Cooling of photovoltaic cells under concentrated illumination: a critical review. Solar Energy Materials and Solar Cells, 86, 2005.

[1] FUJII, T.; IMURA, H. Natural-Convection Heat Transfer From A

Plate With Arbitrary Inclination. International Journal of Mass and Heat Transfer, 15, 1972.

[12] TARI, I.; MEHRTASH, M. Natural convection heat transfer from inclined plate-fin heat sinks. International Journal of Heat and Mass Transfer, 56, 2013b.

[13] TARI, I.; MEHRTASH, M. A correlation for natural convection heat transfer from inclined plate-finned heat sinks. Applied Thermal Engineering, 51, 2013.

[14] TARI, I.; MEHRTASH, M. Natural convection heat transfer from horizontal and slightly inclined plate-fin heat sinks. International Journal of Heat and Mass Transfer, 61, 2013a.

[15] TONUI, J. K.; TRIPANAGNOSTOPOULOS, Y. Improved PV/T solar collectors with heat extraction by forced or natural air circulation. Renewable Energy, 32, 2007.

[16] OZGOREN, M. et al. Experimental Performance Investigation of

Photovoltaic/Thermal (PV-T) System. EPJ Web of Conferences, 45, 2013.

[17] MENICUCCI, D. F. Photovoltaic Array Performance Simulation Models. Solar Cells, v. 18, p. 383-392, 1986.

[18] INCROPERA, F. P. et al. Fundamentals of Mass and Heat Transfer. [S.l.]: John Wiley & Sons, 2011.

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