Ciclo Otto TadeuCavalcanteCordeiroDeMelo, Notas de estudo de Cultura

Baixe Ciclo Otto TadeuCavalcanteCordeiroDeMelo e outras Notas de estudo em PDF para Cultura, somente na Docsity! MODELAGEM TERMODINÂMICA DE UM MOTOR DO CICLO OTTO TIPO FLEX-FUEL, FUNCIONANDO COM GASOLINA, ÁLCOOL E GÁS NATURAL Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo DISSERTAÇÃO SUBMETIDA AO CORPO DOCENTE DA COORDENAÇÃO DOS PROGRAMAS DE PÓS-GRADUAÇÃO DE ENGENHARIA DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE EM CIÊNCIAS EM ENGENHARIA MECÂNICA. Aprovada por: ________________________________________________ Prof. Carlos Rodrigues Pereira Belchior, D.Sc. ________________________________________________ Prof. Albino José Kalab Leiroz, Ph.D. ________________________________________________ Prof. Ramón Molina Valle, D.Sc. RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL FEVEREIRO DE 2007 ii MELO, TADEU CAVALCANTE CORDEIRO DE Modelagem Termodinâmica de um motor do ciclo Otto tipo Flex-Fuel funcionando com Gasolina, Álcool e Gás Natural [Rio de Janeiro] 2007 XV, 154 p. 29,7 cm (COPPE/UFRJ, M.Sc., Engenharia Mecânica, 2007) Dissertação - Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE 1. Motores de Ignição por Centelha 2. Modelagem 3. Combustíveis Alternativos 4. Motores Multicombustíveis I. COPPE/UFRJ II. Título ( série ) v Aos amigos da VW, José Antônio Chicone e Ademar Rudge pelas informações técnicas do motor usado e pelas trocas de informações durante a etapa experimental do trabalho. Aos amigos do CENPES/PDAB/DPM, Carlos Vinicius Massa, Daniel Fonseca, Leonardo Carvalho, Noel Pereira, Vinicius Guarabyra, André Dantas, José Roberto Rocha, Antônio Soares, Renato Leite, Eudes Bezerra, Kleber Robaina, Sidicley Barbosa, Jorge Inácio, Renato Ferreira, Daniel Libório, Rogério Carvalho, Mauricio Correia, Carlos Albuquerque, Ronaldo de Aguiar e Romeu Carvalho, e aos estagiários Thiago Maia, Fernanda de Queiroz e Rodrigo Ribeiro pelas trocas de idéias e ajuda nos preparativos de infra-estrutura dos ensaios experimentais. Aos amigos do LMT (Laboratório de Máquinas Térmicas da COPPE/UFRJ), Pedro Paulo Pereira, Renan Lucena e Luís Mário Brasil pela ajuda na montagem e preparo do motor, infra-estrutura e operação dos ensaios. E aos engenheiros Nauberto Rodrigues e Wilson Vila Maior pela ajuda na logística dos preparativos dos experimentos. Aos alunos de doutorado e mestrado do LMT, Monique Soriano, Pedro Pacheco e Paulo Maurício pela colaboração nas disciplinas cursadas e durante a dissertação. Aos professores do programa de engenharia mecânica da COPPE/URJ, Albino Leiroz, Hélcio Rangel, Manuel Ernani e Renato Cotta que contribuíram para a minha formação. Ao grupo de informação técnica do CENPES, Sônia Tavares, Eneida Magalhães, Vandenir Marcelino e Maria Madalena, pela obtenção de diversos artigos, muitos dos quais raros, que enriqueceram as referências bibliográficas dessa dissertação. Ao engenheiro Antoine Albrecht do Instituto Francês do Petróleo (IFP) e ao professor Toshio Shudo da Unversidade de Hokkaido, Saporo, Japão pelas informações sobre modelagem termodinâmica e esclarecimentos sobre o uso de constantes de ajuste para a equação de Woschni. À engenheira Michele Messina da universidade de Catania, Itália e ao engenheiro Carlos Moura da engenharia básica do CENPES, pela ajuda na obtenção de dados para a elaboração da equação de calor específico à pressão constante para os combustíveis. vi Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.) MODELAGEM TERMODINÂMICA DE UM MOTOR DO CICLO OTTO TIPO FLEX-FUEL, FUNCIONANDO COM GASOLINA, ÁLCOOL E GÁS NATURAL Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo Fevereiro/2007 Orientador: Carlos Rodrigues Pereira Belchior Departamento: Engenharia Mecânica Essa dissertação descreve o desenvolvimento de um modelo termodinâmico computacional dos processos de compressão, combustão e expansão da gasolina, álcool e gás natural para predição do desempenho de um motor do tipo FLEX (gasolina e álcool) com kit de gás natural veicular (GNV) instalado. O processo de combustão é modelado pela equação de Wiebe, que caracteriza a fração de massa queimada, sendo a troca térmica convectiva estimada por correlações empíricas para determinação do coeficiente de transferência de calor. Foram desenvolvidas equações para evolução do calor específico a pressão constante, como função da temperatura, para cada tipo de combustível. Como resultado de saída do modelo são gerados perfis de pressão e de temperatura do gás no interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo de manivelas, possibilitando a avaliação de parâmetros de desempenho do motor em diferentes condições de trabalho. Os resultados teóricos foram comparados, para efeitos de validação, com resultados experimentais obtidos em um banco de provas com um motor flex, 1.8 litros com kit de GNV, operando com gasolina, álcool hidratado e gás natural. vii Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) THERMODYNAMIC MODELING OF AN OTTO CYCLE FLEXIBLE FUEL TYPE ENGINE, WORKING WITH GASOLINE, ETHANOL AND NATURAL GAS Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo February/2007 Advisor: Carlos Rodrigues Pereira Belchior Department: Mechanical Engineering This work describes the development of a computational thermodynamic model for the compression, combustion and expansion processes of gasoline, ethanol and natural gas (NG) for performance prediction of a Flexible Fuel type engine (gasoline and ethanol) working with a NG kit installed. The combustion process is modeled using a Wiebe function, which establishes the fuel mass fraction burned. Convective heat transfer to cylinder walls is estimated with different empirical correlations for heat transfer coefficient determination. Equations for the specific heat at constant pressure, as function of temperature were developed for each fuel. The model output generates the in-cylinder gas pressure and temperature profiles as functions of crank angle, allowing engine performance parameters evaluation for different working conditions. For model validation, the theoretical results were compared with engine bench experimental data of a Flexible fuel engine, 1.8 liter with NG kit, operating with gasoline blended with 22% of anhydrous ethanol, hydrated ethanol and natural gas on different conditions of speed and load. x 9.3.2 - TRABALHO REALIZADO.................................................................... 122 9.3.3 - CALOR PERDIDO PELA PAREDE....................................................... 123 9.3.4 - CALOR APARENTE............................................................................... 124 9.3.5 - CONSUMO ESPECÍFICO....................................................................... 124 10. CONSIDERAÇÕES FINAIS................................................................................ 126 10.2 - CONCLUSÕES................................................................................................... 127 10.3 - TRABALHOS FUTUROS.................................................................................. 129 11. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS................................................................ 131 APÊNDICE I - RESUMO DAS PROPRIEDADES DOS COMBUSTIVEIS........ 141 APÊNDICE II - PRINCIPAIS VARIÁVEIS MEDIDAS NO TRABALHO......... 144 APÊNDICE III - RESULTADOS EXPERIMENTAIS........................................... 147 APÊNDICE IV - TABELAS DE VALORES DE cp................................................. 151 xi LISTA DE SÍMBOLOS a coeficiente da equação de Wiebe (adimensional) a0, a1, a2, a3, a4 e a5 constantes de ajuste da equação logarítmica de cp (adimensional) A área da câmara de combustão em contato com o gás (m2) AC relação ar-combustível (adimensional) ACe relação ar-combustível estequiométrica (adimensional) APMS antes do ponto morto superior (graus) CoV coeficiente de variação (razão do desvio padrão pela média) (adimensional) vp cc , calores específicos a pressão e volume constantes (J/(mol.K)) D diâmetro interno do cilindro (m) DPMS depois do ponto morto superior (graus) fcor fator de correção para determinação do coeficiente de troca de calor (adimensional) fw fator de correção para determinação do coeficiente de troca de calor por Woschni (adimensional) h coeficiente de transferência de calor (W/(m2.K)) hent entalpia (J/mol) IMEP pressão média efetiva indicada (kPa ou MPa) IA incerteza tipo A IB incerteza tipo B IC incerteza combinada IE incerteza expandida k razão de calores específicos ou fator de abragência (adimensional) K condutividade térmica (W/m.K) ki razão de calores específicos de cada monocomponente do combustível, dos reagentes ou dos produtos (adimensional) L comprimento da biela (m) m coeficiente da equação de Wiebe ou massa de gás (adimensional) xii ou (kg) M massa molecular do gás presente na câmara (kg/kmol) mar massa de ar admitida por ciclo (kg) cM massa molecular do combustível (kg/kmol) cm massa de combustível admitida por ciclo (kg) mm massa da mistura ar-combustível admitida por ciclo (kg) mM massa molecular da mistura ar-combustível (kg/kmol) % mCHO percentual em massa de cada componente C, H e O no combustível (%) % moli número de moles percentual de um componente presente no combustível (%) MFB Fração de massa de combustível queimada (adimensional) 1%MFB Ângulo em que 1% da fração de massa de combustível é queimada (graus) 90%MFB ângulo em que 90% da fração de massa de combustível é queimada (graus) MCHO massa molecular dos componentes do combustível (kg/kmol) n expoente de ajuste (kg/kmol) N rotação do motor (rad/s) nc número de cilindros do motor (adimensional) NCHO número de moles de cada componente C,H ou O do combustível (adimensional) Ni Número de moles de cada monocomponente do combustível, dos reagentes ou dos produtos (adimensional) mn número de moles da mistura ar-combustível (kmol) rn número de moles de resíduos (kmol) Ns soma do número de moles de C,H e O do combustível (adimensional) Nt número de moles totais dos monocomponentes do combustível, dos reagentes ou dos produtos (adimensional) P, V, T pressão, volume e temperatura instantâneos (Pa, m3, K) Padm pressão no coletor de admissão (kPa) xv Símbolos gregos θ∆ duração da combustão (graus) λ lambda – razão entre a relação ar-combustível real e a estequiométrica (adimensional) cη eficiência da combustão (adimensional) ηmax eficiência máxima da combustão para motores ciclo Otto (adimensional) gv velocidade do gás admitido (m/s) pv velocidade média do pistão (m/s) cρ massa específica do combustível (kg/m 3) θ ângulo do eixo de manivelas (graus) iθ ângulo de início da liberação de energia (graus) θs ângulo de ignição (graus) 1 1. INTRODUÇÃO Os motores a combustão interna continuarão sendo nos próximos anos a principal forma de propulsão dos veículos, justificando as intensas atividades de pesquisa e desenvolvimento que estão sendo feitas, a nível mundial, no sentido de atender aos desafios de redução das emissões de poluentes e de adequação ao uso de combustíveis alternativos. A partir da década de 2000, houve um aumento de forma mais significativa das pesquisas para redução do consumo de combustível dos veículos, o que pode minimizar as emissões de dióxido de carbono e sua contribuição para o aumento do efeito estufa. Nesse cenário se torna importante e fundamental um melhor entendimento dos fenômenos da combustão dos motores e a conseqüente modelagem dos mesmos. Apesar dos estudos relacionados aos processos de combustão de motores terem início no final do século XIX, ainda hoje, eles são considerados de alta complexidade, devido à coexistência de diversos fenômenos físicos. Esses estudos envolvem a cinética de muitas reações químicas de diferentes compostos orgânicos, escoamentos reativos, multifásicos e turbulentos, características de propagação e da velocidade de chama, processos de transferência de calor, características de combustível e de construção da câmara de combustão, entre outros. Para contribuir nesses estudos, existe a necessidade de desenvolvimento contínuo de modelos e de equações que permitam a implementação de novos programas computacionais de simulação, principalmente nos assuntos relacionados a novas tecnologias de motores e também em modelos que abordem a variação da composição de combustível e sua influência no desempenho e nas emissões dos motores, incluindo o uso de combustíveis alternativos, que no processo de combustão podem apresentar características peculiares. Os modelos computacionais podem auxiliar no trabalho de otimização e de desenvolvimento de novos motores e de novos combustíveis, porque permitem uma redução do tempo e dos recursos investidos em ensaios experimentais, se tornando cada vez mais, uma importante ferramenta de trabalho para empresas, universidades e institutos de pesquisa em todo o mundo. O Brasil, país líder de tecnologia mundial no uso de energia renovável em veículos, lançou em 2003, a tecnologia FLEX para os veículos do ciclo Otto (BUCCI et al., 2003, MARSON et al., 2003), permitindo que os mesmos possam operar tanto com 2 gasolina E22 (gasolina com álcool anidro adicionado em 20 a 25%), quanto com álcool hidratado, em qualquer percentual de mistura desses combustíveis. Essa tecnologia teve grande penetração no mercado representando em 2006 aproximadamente 75% de vendas de novos veículos no país. Com relação ao desempenho desses veículos, muitas pesquisas estão sendo feitas no país no sentido de se conseguir melhores resultados de desempenho e de consumo (AMORIM et al., 2005a, AMORIM et al., 2005c, VICENTINI et al., 2005, BAÊTA, 2006). A partir da década de 2000, o Brasil presenciou um aumento considerável dos veículos no país que utilizam gás natural veicular (GNV), colocando o país, em 2006, com mais de um milhão e duzentos mil veículos, como a segunda maior frota a GNV do mundo atrás apenas da Argentina (MELO et al., 2006b). Nesse período, praticamente todas as aplicações de GNV eram através da utilização de kits de conversão para adaptação dos veículos ao uso do Gás Natural. Apenas no final de 2002, foi publicada a Resolução CONAMA nº 291 exigindo que os fabricantes de kits realizassem ensaios de emissões nos modelos de kits comercializados. Os valores de emissões de CO e NOx deveriam ser menores do que os obtidos com o veículo original de forma a que o fabricante de kit obtivesse um certificado ambiental do uso do Gás Natural (CAGN) (MELO et al., 2005, MELO et al., 2006b). Cabe ser ressaltado que as aplicações de GNV no país são, em sua maioria, para veículos leves, com algumas iniciativas sendo feitas no sentido de ampliar a participação do uso em veículos pesados, porém ainda sem penetração no mercado (MACHADO et al., 2005). Uma outra tendência que se observa no mercado nacional é a de desenvolvimento de veículos multicombustíveis (gasolina, álcool e GNV) e estudos tem sido feitos ao longo dos últimos anos para desenvolvimento dessa tecnologia, (AMORIM et al., 2005a, AMORIM et al., 2005b, AMORIM et al., 2005c, BAÊTA, 2006). Em agosto de 2006, foi iniciada a comercialização do primeiro modelo Multicombustível do país produzido por montadora, veículo Siena Tetra-Fuel da FIAT. Esses fatores motivaram o desenvolvimento de um projeto de pesquisa da REDE GÁS e ENERGIA da PETROBRAS, a ser realizado pelo CTGÁS (Centro de Tecnologias do Gás), em conjunto com a COPPE/UFRJ, para estudo de diferentes tecnologias de kits de conversão e comparações de desempenho e de emissões entre gasolina, álcool e GNV em dois veículos do tipo FLEX convertidos para GNV. 5 funcionamento. É feita uma breve explicação sobre a entrada de dados do programa, bem como as estratégias adotadas para permitir em uma mesma simulação a comparação de combustíveis diferentes. No Capítulo 6 são descritas todas as etapas do procedimento experimental realizado no banco de provas da UFRJ, em um motor FLEX da VW com kit de GNV. São apresentadas as análises dos combustíveis (gasolina comum, álcool e GNV), e também o motor e o tipo de kit de conversão para GNV utilizado no trabalho. São relacionadas todas as variáveis medidas com seus respectivos modelos de instrumentos, sendo também feita uma breve descrição do funcionamento do equipamento de medição de pressão no cilindro do motor. No Capítulo 7 são apresentados os resultados dos ensaios em banco de provas com o motor FLEX para os três combustíveis (álcool, gasolina e GNV). Comentários são feitos sobre os resultados dos ensaios incluindo dados de pressão máxima, pressão média efetiva indicada, dados de entrada obtidos no banco de provas e também um estudo da variabilidade dos ciclos. No Capítulo 8 são mostrados os métodos adotados para ajuste e validação do programa de simulação a partir dos resultados experimentais, bem como a comparação dos resultados simulados para diferentes combustíveis e para diferentes condições de operação. Também são mostrados os resultados da simulação usando o processo politrópico entre o fechamento da válvula de admissão e o início da combustão, proposto por SANTOS JUNIOR (2004) e o modelo geral proposto nessa dissertação. No capítulo 9 são feitas comparações entre os resultados obtidos com os três combustíveis, também são apresentados outros resultados das simulações, tais como curvas de temperatura, trabalho, calor aparente e calor perdido pela parede. No Capítulo 10 são feitas as considerações finais e as conclusões do trabalho. Também são feitas recomendações para trabalhos futuros, não só relacionados à modelagem como também em relação ao método experimental. 6 2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE 2.1 – ASPECTOS GERAIS Apesar da modelagem da combustão ter avançado muito nos últimos anos, existem ainda diversos desafios a serem vencidos, principalmente em assuntos relacionados à influência da composição dos combustíveis no desempenho de motores. Mesmo aplicativos comerciais e consagrados na área de combustão apresentam limitações quanto à variação da composição dos combustíveis e à presença de oxigenados na gasolina. Cabe ressaltar que a maior parte dos trabalhos publicados assume como combustível o iso-octano para representar a gasolina ou o metano puro para representar o gás natural, não retratando assim, os combustíveis usados no mercado brasileiro. O uso da curva de pressão no interior do cilindro do motor como ferramenta para o estudo dos fenômenos da combustão, encontra aplicação crescente não só nas universidades, como também nas empresas que encontram nessa medição uma forma de validar os modelos computacionais construídos. Atualmente, o uso de motores multicombustíveis (gasolina, álcool e gás natural) possui aplicação crescente no mercado brasileiro, não existindo até o momento muita literatura técnica publicada na área de modelagem desses motores. Durante a pesquisa bibliográfica foi feito um levantamento de literatura não só de modelos termodinâmicos (função apenas do tempo), usado na modelagem desse trabalho, como também de modelos multidimensionais (função do tempo e do espaço). Os modelos termodinâmicos encontram maior aplicação em universidades e institutos de pesquisa, porém existem aplicações comerciais que os utilizam como submodelos dentro de um modelo principal do tipo multidimensional. Devido à complexidade, os modelos multidimensionais normalmente são projetados por grandes empresas que disponibilizam, em alguns casos, os programas ou códigos para comercialização e uso por terceiros. 7 2.2 – CLASSIFICAÇÃO DOS MODELOS DE COMBUSTÃO EM MOTORES As principais referências da literatura para classificação de modelos de combustão em motores são: HEYWOOD (1980), JAMES (1984) e RAMOS (1989). Segundo HEYWOOD (1980), os modelos de combustão podem ser divididos em três categorias: zero-dimensionais, quasi-dimensionais e multidimensionais. Os modelos zero-dimensionais e os quasi-dimensionais são também conhecidos como fenomenológicos ou termodinâmicos, pois são estruturados em torno da análise termodinâmica dos fluidos de trabalho do motor. Segundo HEYWOOD (1980) os modelos zero-dimensionais são construídos com base na primeira lei da termodinâmica e o tempo é a única variável independente. A taxa de queima do combustível é obtida através de um submodelo obtido empiricamente. Na modelagem quasi-dimensional, é utilizada a taxa de queima de um submodelo físico, baseado em um processo de combustão turbulenta, com o objetivo de se prever o atraso e a evolução da combustão. Estes parâmetros são representados em função de dados de operação e de projeto do motor. Os gases do cilindro são subdivididos em duas zonas: gases queimados (produtos da combustão) e gases não queimados. A frente de chama é considerada como sendo geralmente de formato esférico, permitindo um cálculo de sua velocidade. Esses modelos são muito usados para estudo de emissões de poluentes, principalmente formação de óxidos de nitrogênio (NOx), hidrocarbonetos não queimados e material particulado (no caso de motores diesel). Os modelos multidimensionais utilizam equações diferenciais ordinárias de conservação de energia, em conjunto com modelos que descrevem os escoamentos turbulentos e de camada limite, reações químicas, entre outros. Nesses casos a solução numérica descreve os fenômenos físicos no tempo e espaço. Esses modelos devem ser capazes de fornecer informações detalhadas sobre o escoamento da mistura ar- combustível dentro do motor, além de informações sobre a razão de propagação e a geometria da frente de chama durante o processo de combustão. O conjunto de equações de conservação inclui massa, energia, quantidade de movimento e conservação de espécies em uma, duas ou três dimensões. Algumas vezes podem ser incluídos submodelos zero-dimensionais ou quasi-dimensionais. Os modelos multidimensionais requerem um grande tempo computacional, além de possuírem uma complexidade bastante elevada. 10 transferência de calor pela parede do cilindro foi utilizada a equação de Woschni (WOSCHNI, 1967), sendo que para o equacionamento do processo termodinâmico foram utilizadas as equações de balanço energético e mássico em sistemas abertos. As hipóteses simplificadoras foram: • Todo o combustível injetado era vaporizado e queimado e o gás era ideal; • A mistura ar-combustível no cilindro era instantaneamente homogênea; Para cálculo das propriedades termodinâmicas dos gases de combustão ( vp cc , e hent) foi utilizada uma formulação polinomial com validade para até 2000 K. Para resolução do sistema de equações diferenciais foi utilizado o método de Runge-Kuta de 4ª ordem, sendo o programa de simulação desenvolvido em linguagem FORTRAN. Entre os dados de entrada eram necessárias as grandezas geométricas do motor, dados referentes ao combustível utilizado e relação ar-combustível, condições de operação do motor, valores iniciais de temperatura e pressão na admissão do cilindro, parâmetros relativos aos coeficientes da equação de Wiebe e de Woschni. Entre os dados de saída foram informadas as potências, rendimento, consumo específico de combustível, curvas de pressão e temperatura no cilindro, trabalho, temperatura média dos gases de escapamento, entre outros. Foram realizados ensaios em bancada dinamométrica com o objetivo de registrar a evolução da pressão no cilindro em função do ângulo do eixo de manivelas para várias condições de operação do motor. A partir da curva de pressão calculava-se por 1ª derivada, a curva de liberação de calor, que era um dado de entrada do programa. Foram selecionados quatro pontos experimentais para ajuste do modelo. Os valores simulados de curva de pressão foram considerados satisfatórios, pois diferiram em torno de 4% dos valores experimentais. Entre os trabalhos futuros são recomendados estudos para uso de combustíveis alternativos e para o uso gás natural, adequando o modelo proposto para motores de ignição por centelha (ciclo Otto). ALLA (2002) realizou simulações computacionais de um motor de quatro tempos com ignição por centelha, com o objetivo de analisar os parâmetros de desempenho do motor em função de diversas variáveis. Foi estudado o efeito da variação das propriedades da mistura ar-combustível, como razão de equivalência (razão entre a 11 relação ar-combustível real e a estequiométrica) e razão de calores específicos, das características do processo de combustão, tais como duração e ângulo de ignição e também da geometria motor, modificando a razão de compressão. Uma equação empírica foi utilizada para modelar o comportamento da evolução da queima, estabelecendo assim a taxa de fornecimento de energia proveniente da combustão. O valor total da energia fornecida no fim do processo era função da massa de combustível admitida, do seu poder calorífico e também da eficiência da combustão. Foi adotada a hipótese de gases ideais e escrita à equação de estado dos gases, e substituída na equação da 1a Lei da Termodinâmica em função do ângulo do eixo de manivelas. Na formulação, os calores específicos foram considerados constantes. Para a obtenção do trabalho realizado no pistão foi feita a integração da expressão da pressão vezes o diferencial de volume. A energia transferida pela parede do cilindro foi calculada pela lei de resfriamento de Newton com o coeficiente de transferência de calor sendo gerado por uma correlação empírica. Como resultado, foi verificado, primeiramente, o aumento da eficiência térmica acompanhando o aumento da taxa de compressão, através da visualização do gráfico do trabalho em função do ângulo do eixo de manivelas. Mesmo com a necessidade de se desprender mais energia para chegar ao ponto morto superior, devido a maior razão de compressão, o valor final da energia transmitida ao pistão foi maior. Através da avaliação do efeito da variação da razão de equivalência da mistura, foram constatados maiores picos de pressão conforme o enriquecimento da mistura, com conseqüente aumento na geração de trabalho, partindo de misturas pobres até levemente ricas. Para o cálculo da eficiência térmica, porém a razão de equivalência foi levada a valores ainda maiores e pôde-se perceber que a partir de um determinado ponto a eficiência térmica passava a diminuir sensivelmente por causa da queda na eficiência da combustão. Através desta análise foi determinado o valor da razão de equivalência que fornecia a melhor eficiência térmica. Outro importante parâmetro de desempenho analisado foi o ângulo de ignição. Realizando cálculos com a combustão iniciando-se em diferentes ângulos, foram obtidos valores menores para os picos de pressão conforme se retardava a centelha. Juntamente a isso foram calculadas as eficiências térmicas para cada caso e observou-se o ângulo ótimo para o início da combustão. 12 O trabalho também analisou o efeito da duração da combustão na eficiência térmica, de forma a se determinar uma duração de combustão ótima, parâmetro que pode ser usado no projeto da geometria da câmara de combustão. CATON (2000a) estudou a modelagem termodinâmica em um trabalho comparativo de duas abordagens matemáticas para predição do desempenho de motores ciclo Otto. Na primeira, utilizou hipóteses simplificadoras usualmente assumidas em modelos termodinâmicos básicos: a mistura ar-combustível foi considerada como sendo um fluido homogêneo, formado por um único componente e a razão de calores específicos foi considerada constante. Na segunda, realizou uma análise através de algoritmos específicos para determinar a evolução das propriedades do gás no interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo de manivela. O objetivo da comparação era avaliar as discrepâncias existentes entre as duas abordagens, de forma a se constatar a validade do uso de um modelo básico na predição das principais características do processo de combustão e do aproveitamento de energia que ocorre em um motor. Para ambas as formulações a modelagem da queima foi feita com a utilização da equação de Wiebe para caracterizar a taxa de fornecimento de energia proveniente da combustão. Esta equação foi aplicada na lei da conservação da energia juntamente com a equação de estado dos gases ideais para obter equações diferenciais para pressão e temperatura no interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo de manivelas. As trocas térmicas pela parede do cilindro também foram levadas em consideração com a aplicação da lei de resfriamento de Newton. O coeficiente de transferência de calor foi obtido por uma correlação empírica e os valores calculados para a troca térmica foram ajustados por uma constante arbitrária. Os resultados dos trabalhos mostraram comportamentos qualitativos muito semelhantes para as duas abordagens. Numericamente, os valores mostraram uma aderência razoável, diferindo principalmente nos valores máximos, referentes às propriedades instantâneas como pressões e temperaturas. Nos casos estudados, a abordagem básica forneceu resultados de pressão e temperatura maiores do que a abordagem completa, sendo que para a eficiência térmica e potência disponível os resultados foram próximos. Foi concluído que o desempenho global de um motor pode ser previsto com boa aproximação pela formulação de propriedades constantes e que as principais características do processo podem ser preservadas desde que os valores destas propriedades sejam escolhidos de forma criteriosa. 15 com exceção das curvas de pc e hent que foram obtidos de HEYWOOD (1988). O programa construído apresentou resultados coerentes com a literatura e foi considerado uma ferramenta útil para estudo e análise de combustão em motores. Com relação a trabalhos futuros, o autor sugere a criação de um banco dinamométrico para estudo da combustão em motores monocilíndricos, a elaboração de rotinas para cálculo da entalpia e do calor específico em função da temperatura para diferentes composições químicas de gasolinas e por último, recomenda correlacionar a composição e as propriedades químicas dos combustíveis com os parâmetros globais em função do tempo, para estudo do desempenho, emissões e da combustão. SUNG et al. (1997) desenvolveram um modelo de duas zonas quasi-dimensional para motores de ignição por centelha, de forma a estudar o efeito da geometria da câmara na combustão. A frente de chama era calculada a partir de informações da geometria do motor e da localização da vela de ignição. Foi usado um modelo de turbulência para se encontrar a taxa de queima da mistura ar-combustível. O modelo foi calibrado e ajustado com base em dados de pressão do cilindro a partir de ensaios experimentais em um motor de quatro cilindros. O trabalho conclui que esse tipo de modelo pode ser usado para se estudar os efeitos da geometria da câmara de combustão na duração de combustão, com resultados satisfatórios para relação ar-combustível próxima da mistura estequiométrica. FOIN et al. (1999) desenvolveram um modelo quasi-dimensional para estudar o processo de combustão em motores de ignição por centelha de forma a fornecer informações termodinâmicas, usando como dados de entrada os registros experimentais de pressão na câmara de combustão, em condições de detonação do motor. O modelo trabalhou com a hipótese de frente de chama esférica e forneceu informações das temperaturas e concentrações dos gases queimados e não queimados, da transferência de calor para a parede e da taxa de liberação do calor aparente. Os ensaios experimentais foram feitos em um motor monocilíndrico CFR modificado e em rotação de 900 rpm e plena carga para até sete combustíveis diferentes. Como conclusão, o trabalho mostra que a temperatura do gás não queimado, numa região adiabaticamente comprimida específica, é uma boa aproximação para a temperatura da reação de combustão. A pressão no instante de detonação foi correlacionada com a fração de massa de combustível não queimado, com diferentes relações entre dois tipos de combustíveis. 16 KODAH et al. (2000) realizaram um estudo para validação de um modelo termodinâmico do processo de combustão em um motor de ignição por centelha. Para calcular a quantidade de combustível queimada foi pré-estabelecida uma curva, em função da propagação da frente de chama e do ângulo do eixo de manivelas, capaz de determinar a taxa de fornecimento de energia ao sistema. As propriedades do gás foram obtidas através de um algoritmo que calcula a fração de cada componente presente na câmara em função da temperatura. A câmara de combustão foi dividida em três regiões básicas: • Frente de chama - região onde a reação de queima de fato ocorre; • Mistura não queimada ou mistura fresca – região a jusante da frente de chama, onde a temperatura se eleva isentropicamente devido à transferência de calor; • Mistura queimada ou gases de combustão – Região onde se situam os produtos da combustão, que se localiza a montante da frente de chama. Durante o processo de combustão, a frente de chama se propaga e consome a mistura ar-combustível localizada na região de mistura não queimada. A velocidade da frente de chama foi calculada através de uma correlação empírica em função da rotação, da viscosidade dinâmica, da constante do gás, da razão de equivalência da mistura, da temperatura média do gás e da energia interna. Foi utilizada a hipótese da propagação esférica da frente de chama, sendo a distância percorrida calculada em função da sua velocidade. Dessa forma, a superfície da frente de chama adequa-se ao formato da câmara e à localização da vela, permitindo o cálculo da taxa de propagação da frente de chama. Considerando a hipótese de que a fração mássica queimada é igual à fração volumétrica pôde-se chegar à taxa de fornecimento de energia combinando a equação para a taxa de propagação com a da taxa de queima. A energia transferida pela parede do cilindro também foi considerada, através do cálculo efetuado por uma correlação empírica para o coeficiente de transferência de calor. Os resultados teóricos obtidos ficaram próximos dos experimentais seja para o perfil de pressão, de temperatura ou de troca térmica, sendo as pequenas diferenças atribuídas à imprecisão da informação de avanço de ignição. CHAN et al. (2001) realizaram um trabalho sobre modelagem dos processos termodinâmicos que ocorrem na câmara de combustão de um motor operando com avanços reduzidos na ignição, de forma a aumentar a disponibilidade de gases de exaustão para aquecimento do catalisador e aumentar a sua eficiência em situações de 17 partida a frio do motor. Foi utilizada uma abordagem quasi-dimensional de duas zonas para representar a combustão, isto é, o volume de controle foi dividido em uma região de mistura queimada e outra de mistura não-queimada. Além disso, a taxa de queima foi descrita por uma função pré-definida adaptada para representar a crítica mudança na distribuição de pressão no cilindro devido ao retardo anormal da centelha. Também, foi utilizada uma correlação empírica para modelar a variação de pressão durante a exaustão, entre a abertura da válvula de descarga e o ponto morto inferior, para elevar a capacidade preditiva do modelo. O modelo foi validado em um motor de 3 cilindros Daihatsu, com a aquisição de 50 curvas de pressão do cilindro para cada ponto de operação testado, com desvios menores que 4 % para a pressão máxima em comparação com os resultados experimentais. BARROS (2003) desenvolveu um modelo computacional para predição do desempenho (potência, torque e consumo específico) para motores de ignição por centelha. O código computacional foi implementado em linguagem orientada a objeto de forma a facilitar futuras atualizações e também a disponibilizar o uso para a comunidade automotiva. A modelagem foi feita em etapas com aumento de complexidade em cada uma delas. Inicialmente foi feito um modelo simples baseado apenas em equações algébricas do motor, sendo esse modelo substituído por um modelo termodinâmico zero-dimensional, para depois ser implantado o modelo quasi- dimensional. Foram também implantados submodelos unidimensionais de forma a representar os fluxos de ar e de exaustão, incluindo a solução da equação de quantidade de movimento para o cálculo da velocidade do gás. O programa foi validado com base em resultados experimentais de um motor Briggs & Straton, a gasolina, modelo 195400. Os resultados mostraram que o modelo é capaz de predizer o desempenho de um motor de ignição por centelha, com desvios de até 4% em relação aos resultados experimentais. O modelo também foi capaz de predizer o ângulo de avanço em que ocorre a detonação, estimar o efeito de “blow-by” no ciclo e na pressão do cárter, entre outras características. Esse modelo foi usado na simulação de um motor da FIAT, com o uso de gasolina, para diferentes razões volumétricas de compressão (DE PAULA, 2006). Na literatura são encontrados outros trabalhos com modelagem quasi-dimensional para estudos de emissões (LAVOIE et al., 1970, HEYWOOD et al., 1976, HEYWOOD et al., 1979, LAVOIE et al., 1980, DODGE et al., 1998, BALL et al., 1999, RAINE et al., 2002), análise da combustão (HIRES et al., 1979, CATON, 2000b, CATON, 2001, 20 No Brasil o uso do GNV está concentrado na aplicação em veículos leves, uma vez que a aplicação em veículos pesados ainda encontra barreiras técnicas, comerciais e operacionais (MACHADO et al., 2005, MELO et al., 2005, MELO et al., 2006b). O uso do GNV em veículos leves se dá normalmente pela instalação de um kit de conversão para gás natural composto basicamente de um redutor de pressão, de um sistema de injeção de gás e de uma central de controle. De acordo com MELO et al. (2005, 2006b) esses kits podem ser divididos em diferentes gerações de acordo com a tecnologia instalada e de como é feito o controle da injeção do gás. Os kits de 3ª geração possuem uma central eletrônica capaz de monitorar o sinal da sonda lambda do motor e ajustar a mistura ar-combustível, através do controle da injeção de gás por motor de passo. Esses kits são do tipo aspirado, necessitando de um mesclador (misturador) para efetuar a mistura do ar com o gás natural. Os kits de 5ª geração, também chamados de pressão positiva, não necessitam do mesclador, pois o gás é injetado no coletor de admissão, em região próxima à válvula de admissão do motor (MELO et al., 2006b). Apesar de serem mais eficientes, os kits de 5ª geração, por apresentarem um preço mais elevado, e por enfrentarem a concorrência de kits de gerações anteriores, de custo muito menor e de qualidade inferior, não conseguem uma maior penetração no país. Durante a pesquisa bibliográfica foram encontrados artigos sobre o uso do hidrogênio que, por conterem comparações com o uso do gás natural ou do metano, foram considerados de utilidade para essa dissertação. 2.5.2 – TRABALHOS DE MODELAGEM E EXPERIMENTAIS ROUSSEAU et al. (1999) estudaram a caracterização da combustão do gás natural em um motor estacionário à ignição por centelha com queima pobre, como função do ângulo de avanço, excesso de ar e carga do motor. O modelo adotado foi do tipo termodinâmico zero-dimensional com uso da função de Wiebe para descrever a evolução da combustão. O modelo simula o ciclo do motor do fechamento da válvula de admissão até a abertura da válvula de escapamento. É utilizada a hipótese de que a mistura fresca e a de gases queimados formam uma mistura homogênea. É utilizada a medição experimental da pressão no cilindro de um motor de seis cilindros turboalimentado e com potência de 225 kW. 21 Como dados de entrada, o modelo precisa da razão ar-combustível, o avanço de ignição e a composição do gás natural. Como condições iniciais no fechamento da válvula de admissão precisam-se da temperatura do cilindro, além das massas de ar, gás natural e gás residual. A perda de calor pela parede é estimada pela correlação de Eichelberg. O modelo foi implantado em um ambiente de simulação ALLAN-Neptunix. A medição da curva de pressão no cilindro foi baseada em uma média da aquisição de 100 curvas para cada ponto de operação do ensaio. O ângulo de atraso de combustão foi definido como sendo o ângulo entre o momento da ignição e o ponto em que a fração de massa queimada atinge 1% do total. O final da combustão é medido como ângulo em que a fração de massa queimada atinge 95%. Como resultados do trabalho são desenvolvidas equações para o atraso e duração de combustão, e para o fator de forma da equação de Wiebe, todos em função dos parâmetros de operação do motor (avanço de centelha, carga, rotação e relação ar- combustível). Em um trabalho sobre combustão do hidrogênio, SHUDO et al. (2000) realizaram uma análise do comportamento da eficiência térmica de um motor operando com este combustível. Os parâmetros de maior influência no aproveitamento da energia fornecida pelo processo de queima do hidrogênio foram estudados e, em seguida, foi realizada uma comparação com resultados obtidos para a combustão do metano. Foram realizados ensaios experimentais com medições da pressão no interior da câmara de combustão, da temperatura média do gás e da temperatura da parede. Em seguida, foram utilizados os valores de pressão em função do ângulo do eixo de manivelas para o cálculo da taxa de fornecimento de energia transferida pela parede e também a energia total fornecida. Os resultados para a temperatura da parede foram usados para a avaliação do fluxo de calor. Os resultados mostraram que o uso do hidrogênio apresenta uma maior transferência de calor pela parede, implicando em grande influência na eficiência térmica. Também foi verificado que o excesso de ar ótimo para a obtenção do melhor rendimento para o hidrogênio está em faixas de combustão mais pobres do que aquelas verificadas para o metano. Através da comparação entre os resultados dos cálculos da troca térmica via diagrama indicador e do fluxo de calor via temperatura da parede, observou-se que qualitativamente eles apresentavam um comportamento semelhante quando analisados 22 em função do ângulo de ignição. Isso demonstra que é possível avaliar as trocas térmicas pela parede do cilindro através do diagrama indicador. Também foi concluído que a transferência de calor diminui com o retardo do ângulo de ignição, o que também causa uma melhora na eficiência térmica. Em mais um artigo, SHUDO et al. (2001) investigaram a influência dos calores específicos na obtenção das taxas de liberação de energia e de troca térmica. Neste trabalho novamente o motor foi ensaiado tanto com hidrogênio como com metano para obtenção dos valores de pressão em função do ângulo do eixo de manivelas. Os resultados experimentais foram utilizados para obter as curvas de taxa de fornecimento de energia e de troca térmica considerando diferentes hipóteses para a influência da razão dos calores específicos. Foram estudados três casos: no primeiro a razão foi calculada em função da composição e da temperatura do gás no cilindro e tratada como função do ângulo do eixo de manivelas; no segundo o cálculo procedeu da mesma maneira, porém a razão foi considerada como variável independente do ângulo do eixo de manivelas; no terceiro caso ela foi tratada como uma constante. Observou-se que para o hidrogênio, a taxa de variação da razão de calores específicos em função do ângulo do eixo de manivelas é especialmente elevada durante o processo de combustão. Tal fato se deve às rápidas variações na composição e na temperatura, causadas pela elevada velocidade de queima. Além disso, este comportamento se mostrou mais acentuado para os casos em que se adiantava o ângulo da ignição e se utilizavam relações ar-combustível próximas da estequiométrica. Por fim, concluiu-se que para a análise da combustão do hidrogênio deve-se trabalhar sempre com a hipótese de dependência entre a razão de calores específicos e o ângulo do eixo de manivelas. Para o caso dos hidrocarbonetos, esta hipótese se mostra recomendável, porém há casos em que pode ser desprezada. Em outro artigo, SHUDO et al. (2002) estudaram a aplicabilidade das equações empíricas de transferência de calor para a combustão do hidrogênio. Estas equações podem gerar boas aproximações para os hidrocarbonetos, porém devem ser verificadas quanto à validade para o hidrogênio, uma vez que ele possui uma velocidade de propagação de chama significativamente maior, implicando em trocas térmicas mais intensas pela parede do cilindro. Como possui duração de combustão reduzida, a energia transferida aos gases de descarga é menor. O trabalho incluiu uma análise experimental para obtenção da curva de pressão no interior da câmara de combustão com o uso de hidrogênio e do metano para efeito 25 Para resolver o sistema de equações diferenciais foi elaborado um programa de simulação com o aplicativo MATHEMATICA (SPHAIER, 2001), para a predição da curva de pressão do cilindro, cálculo do trabalho e do calor liberado pelo combustível, entre outros. Esse programa foi verificado e ajustado com base em dados experimentais publicados por SHUDO et al. (2002), que eram de um motor a gás natural de baixa eficiência volumétrica (35 a 50%). Devido à ausência de alguns dados de entrada em SHUDO et al. (2002), foram feitas estimativas da composição do gás natural, da temperatura de admissão do motor e da massa admitida de combustível, entre outros. Os resultados finais foram satisfatórios, uma vez que os dados simulados de uma curva de pressão, potência, energia liberada pela parede, entre outros, apresentaram diferenças inferiores a 10%. Entre os trabalhos futuros o autor sugere um estudo comparativo das diferentes equações para estimativa do coeficiente de transferência de calor pela parede do cilindro. Também sugere o uso da taxa de variação do calor específico a pressão constante em função do ângulo do eixo de manivelas, tornando o modelo mais genérico. Outros trabalhos da literatura também apresentam estudos do uso do gás natural ou do metano, seja em modelagem: estudo de modelo de auto-ignição (SOYLU et al., 2003), combustão (YOSSEFI et al., 2000, YUASA et al., 2001) ou emissões (MENDIS et al., 1993, SWARTZ et al., 2005), ou em aplicações experimentais: comparação com o hidrogênio (DAS et al., 2000), influência da composição do gás no desempenho e nas emissões de veículos (MELO et al., 2005) e estudo do desempenho da conversão para gás natural de um motor a gasolina (CATANIA et al., 2000). 2.6 – MODELAGEM DE MOTORES FLEX E MULTICOMBUSTÍVEIS 2.6.1 - ASPECTOS GERAIS A tecnologia do veículo FLEX permite ao motor trabalhar com diferentes percentuais de mistura de álcool e gasolina. Ela foi inicialmente desenvolvida nos Estados Unidos e na Europa, sendo que nesses países a mistura adotada é de no máximo 85% de álcool de forma a evitar problemas de partida a frio. No Brasil, ela foi introduzida em 2003 e rapidamente foi difundida por quase todas as montadoras. Em 2006, o percentual de produção de veículos do tipo FLEX 26 representou em torno de 70 a 80% dos novos veículos produzidos no país. No caso brasileiro, o veículo FLEX possui um módulo de injeção eletrônica que é capaz de gerenciar o funcionamento do veículo para 100% de gasohol (gasolina com etanol anidro misturado em 20 a 25%), para até 100% de álcool hidratado e para qualquer valor de mistura desses combustíveis (BUCCI et al., 2003, MARSON et al., 2003, VICENTINI et al., 2005). A tendência atual no país é o aumento do uso de veículos do tipo multicombustível (gasolina, álcool e GNV), onde uma mesma central eletrônica pode vir a controlar esses três combustíveis (BAÊTA, 2006, MELO et al., 2006b). Os veículos atualmente, mesmo os mais recentes do tipo multicombustível, funcionam com mistura estequiométrica, à exceção de condições de aceleração, desaceleração e plena carga (DAMASCENO et al., 2005). Isso ocorre devido à necessidade dos catalisadores automotivos trabalharem com um lambda, que é a razão entre a relação ar-combustível real e a teórica, próximo a um, para manter a sua eficiência máxima e atender aos requisitos de emissões estabelecidos pelo PROCONVE (Programa de Controle da Poluição do Ar por Veículos Automotores) (MELO et al., 2006b, BOSCH, 2004). 2.6.2 - MODELAGEM DAI et al. (2003) propuseram o uso de um modelo multidimensional para simulação dos efeitos da adição do álcool anidro à gasolina e posterior uso em motores do tipo FLEX. A modelagem da combustão do etanol foi feita com base no programa proprietário da FORD chamado GESIM (General Engine Simulation Program). A modelagem foi validada com base em dados experimentais de um motor 3.0 litros, 6 cilindros. Os resultados mostraram que o programa é capaz de predizer com sucesso tendências para diversas variáveis do motor, tais como, taxa de queima, consumo de combustível, temperatura na exaustão e diversas emissões para misturas de 22% a 85% de álcool anidro. BAYRAKTAR (2005) estudou o efeito da adição de álcool anidro na gasolina na performance e nas emissões de um motor a ignição por centelha. Foi utilizado um modelo quasi-dimensional para simular o ciclo do motor, originalmente a gasolina, e adaptado para utilizar misturas de etanol na gasolina. Foram realizados ensaios experimentais em vários percentuais em volume (1,5% até 12%) e testes de simulação 27 com percentuais até 21%. Os resultados experimentais foram comparados com os teóricos e concluiram que a mistura de 7,5% de etanol adicionado permite a máxima redução de CO. O trabalho conclui que foi possível se utilizar o modelo quasi- dimensional proposto para se avaliar o efeito da adição de etanol em motores a gasolina. Como continuação desse estudo, BAYRAKTAR (2006) investigou o processo de propagação turbulenta da chama para a gasolina, etanol e misturas desses combustíveis. A chama foi assumida como sendo esférica e com centro na vela de ignição. A modelagem foi feita para um motor com ignição por centelha com câmara de combustão em formato côncavo, com taxa de compressão de 9.2 para 1 (9.2:1) e rotação nominal de 5800 rpm. Como resultados da predição foram obtidos o raio, a área e o volume da frente de chama, dados característicos da combustão (fração de massa queimada e duração da combustão), além da pressão e temperatura na câmara, todos em função do ângulo do eixo de manivelas. O trabalho conclui que a adição de etanol em até 25% aumenta a velocidade de propagação da chama do combustível. 2.6.3 - TRABALHOS EXPERIMENTAIS Entre os trabalhos experimentais se destacam artigos publicados por pesquisadores brasileiros que têm estado na vanguarda no desenvolvimento e aplicação da tecnologia FLEX e tecnologia multicombustível em motores. BUCCI et al. (2003) estudaram uma metodologia de programação da central eletrônica do veículo de forma a eliminar a necessidade de um sensor físico para a medição do percentual de álcool na gasolina de um motor do tipo FLEX . Esse sensor possuía a principal finalidade de informar a central o percentual da mistura nos instantes de partida a frio, pois devido à baixa temperatura a sonda lambda ainda não se encontra operacional nesses momentos. Foram feitos diversos ensaios experimentais em dinamômetro para medição de consumo e emissões, além de ensaios de retomada de velocidade. O trabalho conclui que a estratégia adotada pelo programa foi capaz de predizer com precisão o percentual da mistura, substituindo assim a necessidade de instalação de sensor físico para instantes de partida a frio do motor. Outro trabalho sobre veículos FLEX foi apresentado por MARSON et al. (2003), que apresentou todas as etapas de desenvolvimento do veículo GM Corsa 1.8, 8 válvulas, FLEX, no período de 2002 a 2003. Foram realizadas modificações na central eletrônica do veículo (incluindo programa para eliminação do sensor de álcool), no 30 3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS Conforme verificado no Capítulo 2, apesar da modelagem dos processos de combustão nos motores ter se iniciado há bastante tempo, ainda existe muito a se desenvolver e a se pesquisar. Desafios permanecem principalmente em aplicações nas novas tecnologias de motores e nas pesquisas da influência da composição dos combustíveis atuais e futuros no desempenho, consumo e emissões dos motores de combustão interna. 3.1 - PROCESSO DE COMBUSTÃO Para o entendimento do processo de combustão de um motor real é necessário primeiramente se entender as diferenças existentes em relação ao motor ideal do ciclo Otto. No motor ideal a reação de queima ocorre a volume constante, sendo o deslocamento do pistão durante a combustão, considerado desprezível (HEYWOOD, 1988, GANESAN, 1996, STONE, 1999). Em motores reais isso não ocorre, pois os combustíveis precisam de tempo para completar o processo de combustão, ocorrendo nesse intervalo um deslocamento do pistão. O tempo necessário para a combustão depende da velocidade de frente de chama, que pode variar de acordo com o tipo de motor, condição operacional e tipo de combustível, acarretando em diferentes tempos de atraso de ignição e duração da combustão (BAÊTA, 2006). Um aspecto fundamental para modelagem, é a descrição da taxa com que a massa de mistura ar-combustível, admitida no cilindro do motor, é consumida na reação de combustão. Esta formulação é importante, pois calcula a taxa de fornecimento de energia ao sistema, com influência direta nos valores de pressão e temperatura no interior da câmara. Ela também influencia na eficiência térmica, pois afeta o trabalho realizado e as trocas térmicas pela parede do cilindro (ALLA, 2002). A Figura 3.1 (SANTOS JUNIOR, 2004) ilustra de forma simplificada as diferenças entre o processo de queima gradual da massa de combustível e o previsto no ciclo Otto teórico. Pode ser verificado o atraso de ignição, que é ângulo entre a liberação da centelha e o início da liberação de energia ou início da combustão (HEYWOOD, 1980). 31 Figura 3.1 - Fração de massa de combustível queimada (x(θ)) em função do ângulo do eixo de manivelas (θ) – motor real x ideal. Na literatura técnica (HEYWOOD, 1980, CATON, 2000a, CHAN et al., 2001, ALLA, 2002, SANTOS JUNIOR, 2004, entre outros) há algumas equações publicadas para a representação da fração de massa queimada do combustível (x(θ)) na câmara de combustão. Cada uma delas possui particularidades necessitando de uma análise mais criteriosa para melhor entendimento. Apenas para efeito ilustrativo, subsidiando essas análises, são feitos a seguir gráficos considerando uma duração de combustão ( θ∆ ) de 35º, um ângulo de início da liberação de energia ( iθ ) de -7º e um ângulo de ignição de -18º, ambos em relação ao PMS (ponto morto superior). Esses valores foram obtidos de um ensaio experimental feito em um motor FLEX nacional (BAÊTA, 2006). A primeira equação a ser apresentada é também conhecida como função cosseno e é expressa por ( )             ∆ −−= θ θθπθ ix cos1 2 1 )( (3.1) onde, )(θx é a fração de massa de combustível queimada, θ é o ângulo do eixo de manivelas, iθ é o ângulo em de início da liberação de energia e θ∆ é o ângulo 32 representando a duração de combustão. Esta equação tem validade para θθθθ ∆+≤≤ ii , e para os parâmetros citados, fornece a curva apresentada na Figura 3.2. 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 -20 -10 0 10 20 30 θ (graus) )(θx Figura 3.2 – )(θx em função de θ, Equação (3.1). Outra equação também mencionada na literatura é:               ∆ − −−= n ix θ θθθ exp1)( (3.2) onde, n é usado para ajustar a curva usando dados de ensaios experimentais. Pela análise da Figura 3.3 é possível se observar o comportamento da curva gerada pela Equação (3.2) de acordo com o valor de n. Também pode ser verificado o aumento da taxa de queima do combustível (dx/dθ) na medida em que n assume valores maiores. 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 θ (graus) x(θ) - n=3 x(θ) - n=5 x(θ) - n=7 x(θ) - n=9 )(θx Figura 3.3 – )(θx em função de θ, Equação (3.2). 35 Tendo em vista a maior flexibilidade dos parâmetros de ajuste, e pela maior aplicação em trabalhos já publicados na literatura, a equação de Wiebe será utilizada nesse trabalho para representar o processo de queima. HEYWOOD (1980) propôs o uso dos valores a = 5 e m = 2 como sendo uma boa representação para motores a ignição por centelha. Essa proposta foi validada através do uso em diversos outros trabalhos (CATON, 2000a, SHUDO et al., 2002, SANTOS JUNIOR, 2004). Assim serão utilizados inicialmente esses valores, sendo investigada a adequação aos resultados experimentais obtidos nesse trabalho. Uma vez estabelecido o perfil da evolução da queima de combustível, deve ser determinada a quantidade total de energia fornecida ao sistema ( totQ ), como abaixo (HEYWOOD, 1988, SHUDO et al., 2002, SANTOS JUNIOR, 2004) : PCImQQ cccctot ηη == (3.4) onde, cη é a eficiência da combustão, cQ é a energia contida na massa de combustível admitida, cm e PCI são respectivamente a massa admitida e o poder calorífico inferior do combustível. Uma vez que a relação ar-combustível (AC) é definida como a relação entre a massa de ar (mar) e a massa de combustível ( cm ) e a massa da mistura ( mm ) é soma das duas massas, a Equação (3.4) também pode ser escrita da seguinte forma: PCI AC m Q mctot )1( + = η (3.5) A eficiência da combustão cη pode ser calculada segundo a Equação (3.6) proposta por ALLA (2002). )0764,26509,46082,1( 2 max λληη −+−=c (3.6) onde, maxη é a eficiência máxima de um motor a ignição por centelha de valor igual a 90% (HEYWOOD, 1988) e λ é a razão entre a relação ar-combustível real e a estequiométrica. Para motores trabalhando na mistura estequiométrica ( λ = 1), a Equação (3.6) fornece o valor de 87% para a eficiência da combustão. 36 A evolução da queima do combustível, em função do ângulo do eixo de manivelas (θ ), é feita combinando-se as equações (3.5) e (3.3) (SHUDO et al., 2000, SHUDO et al., 2002, ALLA, 2002, SANTOS JUNIOR, 2004): )()( θθ xQQ tottot = (3.7) Para tornar a Equação (3.7) mais geral, é necessário se considerar a perda de calor do gás para a parede do cilindro por convecção, dessa forma a energia transferida ao gás admitido na câmara de combustão, também chamada de energia aparente ( )(θaQ ), poderá ser escrita como na Equação (3.8): )(Q.f)(xQ)(Q pcortota θθθ −= (3.8) onde, )(θpQ é a energia transferida pela parede do cilindro e fcor é um fator de correção com valor dependente do tipo de equação usada para determinar o coeficiente de transferência de calor por convecção (SANTOS JUNIOR, 2004). Diferenciando a Equação (3.8) em relação a θ , obtêm-se: θ δ θθ δ d Q .f d dx Q d Q p cortot a −= (3.9) A presença do fator de correção fcor nas equações (3.8) e (3.9) acima se faz necessária para um melhor ajuste do coeficiente de transferência de calor da parede do cilindro, principalmente quando se utiliza a correlação de Woschni (SHUDO et al., 2002) para modelar a troca térmica. A transferência de calor para a parede do cilindro por convecção será abordada em detalhes na Seção 3.4 desse capítulo. 3.2 FORMULAÇÃO TERMODINÂMICA Após a formulação do processo de combustão no cilindro, o próximo passo é o estabelecimento de equações termodinâmicas que permitam a obtenção das propriedades da mistura ar-combustível durante o funcionamento do motor. Em modelos termodinâmicos, normalmente se admite a hipótese de que a mistura presente na câmara se comporte como um gás perfeito (DA SILVA, 1992, MASSA, 1992, CATON, 2000a, SANTOS JUNIOR, 2004), validando o uso da equação de estado da lei dos gases ideais: mRTPV = (3.10) 37 Tomando por unidade de ângulo de eixo de manivela ( θd ) a Equação (3.10): θθθ d dT mR d dP V d dV P =+ (3.11) Outras equações necessárias para a modelagem são obtidas a partir da aplicação da 1ª Lei da Termodinâmica. O sistema termodinâmico é definido para os processos de compressão, combustão e expansão, no período em que as válvulas de admissão e de escape estiverem fechadas (câmara de combustão fechada). Dessa forma, pode ser escrita a equação da 1ª Lei da Termodinâmica como abaixo (HEYWOOD, 1988, MASSA, 1992, CHAN et al., 2001, SHUDO et al., 2002, SHER et al., 2002, SANTOS JUNIOR, 2004): WQQdU ptot δδδ −−= (3. 12 ) Tomando-se por unidade de ângulo de eixo de manivela: θ δ θ δ θ δ θ d W d Q d Q d dU ptot −−= (3.13) Como θd dU também pode ser escrito como função de vc , m, T e θd : θθθ d dc mT d dT mc d dU v v += (3.14) Escrevendo o trabalho como função de P e V e tomando-se por unidade de ângulo de eixo de manivela ( θd ) (SANTOS JUNIOR, 2004): θθ δ d dV P d W = (3.15) A Equação (3.13) pode ser reescrita utilizando-se as equações (3.7), (3.8), (3.9), (3.14) e (3.15): θθ δ θθθ d dV P d Q f d dx Q d dT mc d dc mT p cortotv v −−=+ (3.16) Dividindo o lado esquerdo da Equação (3.16) por mRT e o direito por PV, obtêm-se: θθ δ θθθ d dV Vd Q f d dx Q PVd dT RT c d dc R p cortot vv 111 −      −=+ (3.17) 40 3.3 – EQUACIONAMENTO DA GEOMETRIA DO SISTEMA Para possibilitar a resolução do sistema de equações diferenciais ordinárias em função do ângulo de manivelas, proposto na Seção 3.2, faz-se necessário o equacionamento adequado do volume e da área da câmara de combustão em função desse ângulo. Na literatura podem ser encontradas diferentes equações para essa representação (DA SILVA, 1992, MASSA, 1992, KODAH et al., 2000, SHUDO et al., 2002, ALLA, 2002), porém nesse trabalho, será utilizada a formulação proposta por CATON (2000a), que foi validada no trabalho feito por SANTOS JUNIOR (2004). Um esquema simplificado da geometria do conjunto, cilindro, virabrequim e biela, é apresentado na Figura 3.7. Sendo, D (diâmetro do cilindro), L (comprimento da biela) e R (raio do virabrequim). A variável θ, é o ângulo do eixo de manivelas que gira em relação a um eixo imaginário normal ao plano da folha, no sentido horário. A variável θ vale zero para a posição do pistão no ponto morto superior (PMS). L R D PMS PMI θ s(θ) Figura 3.7 – Geometria do sistema adotada. A área superficial da câmara de combustão é calculada pela soma das áreas do topo do pistão, do cabeçote e da parede do cilindro. A área da parede do cilindro é calculada 41 através da soma da área lateral formada pelo espaço entre o pistão e o PMS, onde se inicia a região do volume morto. A área do topo do pistão e do cabeçote é dada por: 4 2)( 2 1 D A πθ ×= (3.25) e a área lateral entre o pistão e o PMS, pode ser escrita por: [ ])()(2 θπθ sRLDA −+= (3.26) onde s(θ) é a distância entre o pino munhão e o centro do eixo de manivelas, podendo ser expresso por: θθθ 222 sencos)( RLRs −+= (3.27) A área lateral da região do volume morto é dada por: )1( 2 )(3 − = r R DA πθ (3.28) onde, 2R equivale ao curso do pistão, admitindo que o eixo do pino munhão esteja alinhado com o do virabrequim e r é a relação de compressão do motor. Desta forma a área superficial total é dada por:       − +−++= )1( 2 )( 2 )( r R sRL D DA θπθ (3.29) Para o volume instantâneo da câmara de combustão, tem-se a soma do volume deslocado pelo pistão com o volume morto, portanto:       − +−+= )1( 2 )( 4 )( 2 r R sRL D V θπθ (3.30) Para obtenção do volume total deslocado deve ser usada a fórmula abaixo: R D Vd 2 2π= (3.31) 42 3.4 COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR Conforme verificado na Seção 3.2, esse trabalho irá utilizar a lei de resfriamento de Newton para o cálculo da transferência de calor pela parede do cilindro, sendo necessária a determinação do coeficiente de transferência de calor e da temperatura da parede. Há uma série de correlações propostas na literatura (WOSCHNI, 1967, SHUDO et al., 2001, SHUDO et al., 2002, CATON, 2000a, SANTOS JUNIOR, 2004), que, calculam o h como função da pressão P, da temperatura no interior da câmara T e também da velocidade média do pistão pv e da velocidade do gás admitido gv . As equações mais usadas estão listadas a seguir: Equação de Eichelberg 315,05,03108,7 pvTPh −×= (3.32) Equação de Briling ( )pvTPh 185,05,31041,5 31324 +×= − (3.33) Equação de Nusselt ( )pvTPh 24,111041,5 31324 +×= − (3.34) Equação de Van Tyen ( )pvTPh 8854,019,31041,5 31324 +×= − (3.35) Equação de Woschni 8,053,08,02,0013,0 gvTPDh −−= (3.36) onde gv é dada por: )/()(00324,028,2 1110 VPTVPPvv dpg −+= (3.37) D é o diâmetro do cilindro, 0P é a pressão no interior da câmara na compressão sem ocorrência de combustão, dV é o volume deslocado e 1T , 1P e 1V são a temperatura, pressão e volume no ângulo de fechamento da válvula de admissão. 45 (2002) e LANZAFAME et al.(2005). Os componentes que serão usados nesse trabalho estão mostrados na Tabela 3.2 LANZAFAME et al. (2002), mostra que é possível se extrapolar dados experimentais de pc , ajustando-se uma curva polinomial no formato da Equação (3.40), a partir de uma tabela de dados experimentais de pc em função da temperatura. Em outro trabalho, LANZAFAME et al. (2003) mostra que existe uma grande influência de k nos processos de liberação do calor dentro do motor, item importante na simulação em motores. Tabela 3.2 – Coeficientes adimensionais para cálculo de pc (J/mol K) Gases a5 a4 a3 a2 a1 a0 CH4 (Metano) 1,11383 -37,36566 492,71045 -3.184,24811 10.088,07341 -12.515,50426 C2H6 (Etano) 1,45739 -48,10840 621,70423 -3.924,87722 12.127,64541 -14.676,70782 C3H8 (Propano) 2,57390 -82,20478 1.032,73360 -6.366,54904 19.287,09654 -22.979,92155 C4H10 (Butano) 4,08105 -129,50899 1.620,00023 -9.967,34172 30.198,47013 -36.051,60924 C2H5OH (Etanol) 1,40634 -45,60008 578,32500 -3.579,01508 10.834,12151 -12.834,47773 H2O (Água) 0,64541 -23,54277 339,33662 -2.414,77575 8.490,52180 -11.780,76495 O2 (Oxigênio) -0,53257 19,34823 -279,69496 2.010,86808 -7.184,92333 10.228,34260 N2 (Nitrogênio) 0,54497 -18,69984 254,29554 -1.712,17390 5.708,38047 -7.513,36420 CO2 (Dióxido de Carbono) 0,20754 -6,43522 77,54809 -452,81197 1.288,46770 -1.412,36785 Pelo exposto, essa dissertação irá usar a Equação (3.40) para representar o pc e o k dos componentes, sendo alguns coeficientes retirados diretamente da Tabela 3.2. Equações específicas para o k dos combustíveis usados no Brasil (gasolina, álcool hidratado e GNV), serão detalhadas no Capítulo 4 e no Capítulo 6. 46 4. MODELAGEM 4.1 - ASPECTOS GERAIS Conforme abordado no Capítulo 2 existem na literatura diversos tipos de modelos termodinâmicos destinados à descrição de motores de combustão interna com diferentes graus de complexidade dependendo da extensão das hipóteses simplificadoras para o modelo. Essa dissertação segue a orientação de LANZAFAME et al. (2003) descrita no item 2.3.1, adotando a razão de calores de específicos variando com a temperatura e com o ângulo do eixo de manivelas, tornando o modelo zero-dimensional mais preciso. Entre as limitações do modelo adotado estão: não consideração da composição dos gases de descarga, o que normalmente é feito em um modelo do tipo quasi-dimensional ou multidimensional e aplicação apenas para mistura estequiométrica, condição de operação bastante utilizada nos motores nacionais para atendimento aos requisitos ambientais do país (MELO et al., 2006b). Cabe ressaltar que a presente dissertação não considera os fluxos mássicos de entrada da mistura ar-combustível e de saída dos gases de escapamento, pois o sistema é considerado como sendo o cilindro fechado. O modelo fica simplificado, porém requer dados de entrada para a massa, temperatura e pressão da mistura ar-combustível no instante de fechamento da válvula de admissão. O modelo abrange a faixa do ângulo de fechamento da válvula de admissão até o ângulo de abertura da válvula de descarga, permitindo a determinação do comportamento termodinâmico da mistura ar- combustível, baseado nos processos de compressão, combustão e expansão, onde ocorrem os principais fenômenos relacionados ao trabalho útil do motor. Outra limitação, inerente ao tipo de modelo adotado, é que as informações de duração de combustão e de ângulo de liberação de energia devem ser obtidas de dados experimentais ou de alguma equação empírica para o motor a ser simulado. A conservação de energia considera a energia fornecida pelo sistema devido à queima do combustível, que possui uma parte aproveitada como trabalho útil realizado sobre o pistão, outra transferida pela parede do cilindro em trocas térmicas convectivas e uma outra parte convertida em energia interna dos gases de descarga. 47 A Figura 4.1 ilustra o volume de controle adotado e o fluxo de energia (SANTOS JUNIOR, 2004). COMBUSTÍVEL GASES ÚTIL PAREDE Figura 4.1 - Volume de controle e Fluxo de energia. Com relação às hipóteses simplificadoras, elas foram adotadas de acordo a literatura (HEYWOOD, 1980, HEYWOOD, 1988, DA SILVA, 1992, MASSA, 1992, CATON, 2000a, SHUDO et al., 2002, SANTOS JUNIOR, 2004), sendo a maioria inerente ao modelo zero-dimensional (HEYWOOD, 1980, JAMES, 1984, RAMOS, 1989). As hipóteses simplificadoras usadas são apresentadas abaixo: 1. Câmara modelada como um cilindro perfeito; 2. Mistura ar-combustível e gases de exaustão se comportam como gás ideal; 3. A câmara de combustão é perfeitamente vedada, não havendo vazamentos pelos anéis de segmento; 4. Efeitos de turbulência não são considerados; 5. Pressão é uniforme em toda a câmara; 6. Mistura admitida é uniformemente distribuída na câmara de combustão, com queima ocorrendo em todos os pontos simultaneamente; 7. Cálculo de calores específicos e da relação ar-combustível da mistura admitida não considera resíduos da combustão, sendo função apenas dos reagentes; 8. Temperatura da parede do cilindro é considerada constante, mas com valores distintos para cada ponto de operação do motor; 9. Eficiência da combustão considerada como 87%, segundo ALLA (2002) 50 percentual em massa acima de 0,5%, que, dependendo da gasolina, podem representar de 20 a 40 tipos diferentes. A soma desses hidrocarbonetos representa em torno de 70% da massa total do combustível. Realizou-se a seguir uma normalização para 100% em massa, subtraindo-se o percentual em massa do etanol, uma vez que o fator de correção da normalização apenas deve ser aplicado aos hidrocarbonetos provenientes da gasolina. O fator de normalização é calculado como mostrado de forma ilustrativa na Tabela 4.1. Tabela 4.1 cálculo do fator de normalização para a gasolina a) % etanol 25 % b) % massa total do combustível (monocomponentes acima de 0,5% m) 70 % c) % massa total sem etanol = b - a 45 % d) diferença da massa total para 100% = 100% -a 75 % e) Fator normalização = (d / c) 1,67 Obs.: os valores percentuais são dados em massa. De acordo com os cálculos mostrados na Tabela 4.1, o valor percentual em massa dos monocomponentes, a exceção do etanol, deve ser multiplicado pela constante 1,67. O próximo passo é a identificação de equações de pc , no formato da Equação (3.39), para cada um desses hidrocarbonetos observando o critério de validade de temperatura que deve ser maior que 3000 K, possível de ocorrer em motores de combustão interna. Algumas equações de monocomponentes foram obtidas diretamente de LANZAFAME et al. (2001), de LANZAFAME et al. (2002), e LANZAFAME et al. (2005), outras tiveram de ser construídas a partir de dados experimentais (JANAF, 1967-1999, STULL et al., 1987, MOURA et al., 2003). Todas essas equações podem ser combinadas como mostrado a seguir (HEYWOOD, 1988, MASSA, 1992, LANZAFAME et al., 2001, SANTOS JUNIOR, 2004): ∑= ipi t p cNN c 1 (4.3) onde cp é o calor específico a pressão constante da mistura de monocomponentes, incluindo o etanol, ip c corresponde a equação de cada um deles, Ni é o número de moles de cada componente e Nt o número de moles total. De forma a se ter apenas uma equação para cp e não um somatório de equações, foi construída, a partir da Equação (4.3), uma tabela de dados de cp com vários pontos 51 de temperatura e foi feito um ajuste para uma curva logarítmica de 5ª ordem com o uso do programa MATHEMATICA (SPHAIER, 2001). 4.2.3 - ÁLCOOL O álcool utilizado em motores FLEX é do tipo hidratado, sendo necessária a adição de água em um percentual de até 7% (VICENTINI et al., 2005). Também foi utilizado nesse caso o conceito de combustível equivalente, explicado anteriormente para a gasolina, item 4.2.2 e de acordo com as equações (4.1) e (4.2). Para o cálculo da equação única para o pc , foram utilizadas as equações da Tabela 3.2. Para a combinação das equações do álcool e da água foi necessário o cálculo do percentual de etanol e de água em base molar. Com base nos percentuais volumétricos de cada componente, mostrados no Apêndice I, foi feita a divisão pela massa específica de cada um deles, encontrando-se um percentual em massa. Foi feita então uma normalização para 100 % e em seguida os valores foram divididos pela massa molecular do etanol e da água, encontrando os respectivos percentuais em mol. A partir desse momento foi utilizada a Equação (4.3), sendo a equação única encontrada para o cp mostrada no Capítulo 6. 4.2.4 – GÁS NATURAL VEICULAR O Gás Natural Veicular (GNV) é um combustível cujo principal componente é o metano, porém outras frações podem fazer parte da mistura como o etano, propano e o butano e também gases inertes como o N2 e o CO2. A portaria da Agência Nacional do Petróleo (ANP), número 104, regulamenta a sua especificação no país e estabelece valores máximos e mínimos para os componentes da mistura (MELO et al., 2005). Na equação de combustão não foi utilizado o conceito de combustível equivalente, mas sim a composição percentual dos diferentes componentes do GNV obtida do resultado de análise por cromatografia gasosa. Com relação aos valores de pc dos monocomponentes, foram utilizados os coeficientes da Tabela 3.2 na Equação (3.40), sendo a combinação dos mesmos feita de acordo com a Equação (4.3) e com base nos valores de análise do GNV mostrados no Apêndice I. A equação única para o GNV é mostrada no Capítulo 6 52 4.3 - COMBUSTÃO Conforme mencionado no item 4.1, esse modelo foi projetado para trabalhar com a combustão completa e o motor funcionando na condição de mistura estequiométrica, ou seja, os produtos da combustão são vapor d’água, dióxido de carbono e nitrogênio. Sendo assim para o álcool e gasolina a reação de combustão pode ser escrita como (HEYWOOD, 1988, MASSA, 1992) na Equação (4.4). 22222pmn N 76,3 OH CO N 76,3O OHC acbaa ++→++ (4.4) E para o gás natural como: [ ] ( ) 222 228483624 N r,a OH cCO b N a,O arNqCOHCpHCoHC nCH m +++→ →+++++++ 763 76322 (4.5) A Equação (4.5) mostra que será usada a análise real e completa do GNV, incluindo os gases inertes (CO2 e N2) presentes no gás. A determinação dos coeficientes das equações (4.4) e (4.5) e o cálculo da relação ar-combustível (AC) será feita pelo código computacional desenvolvido a partir dos dados dos combustíveis reais a serem usados no trabalho, conforme descrito nos Capítulos 5 e 6. 4.4 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS DOS REAGENTES E PRODUTOS A razão de calores específicos é calculada como função de pc , de acordo com a Equação (3.39) e pode ser combinada de maneira análoga ao feito para o pc , de acordo com a Equação (4.3) (HEYWOOD, 1988, LANZAFAME et al., 2001, SANTOS JUNIOR, 2004), como mostrado na Equação (4.6) ∑= ii t kN N k 1 (4.6) onde k é a razão de calores específicos combinada e ik é a de cada componente. O k equivalente dos reagentes foi então calculado pela combinação da razão de calores específicos do O2, N2 e do combustível utilizado e o k equivalente dos produtos foi calculado considerando como produtos da combustão o CO2, H2O e N2. O gráfico de k dos reagentes para os três combustíveis será apresentado no Capítulo 6. 55 Como a variação de ângulo do eixo de manivela durante a combustão é conhecida, pode ser utilizada uma relação linear para calcular a queda no percentual dos reagentes, que se inicia com 100%, e a respectiva subida dos produtos presentes na câmara de combustão, até que estes atinjam 100%. Desta forma, por exemplo, quando 30% da queima tiver ocorrido, considera-se que há na câmara 70% de reagentes e 30% de produtos da combustão. O valor do k nesse instante é uma média ponderada do k dos reagentes e dos produtos. A Figura 4.2 mostra um esquema simplificado desse modelo adotado. Figura 4.2 – gráfico ilustrativo de k em função do ângulo do eixo de manivelas. O cálculo adequado das razões de calores específicos é muito importante, pois integram o conjunto de equações diferenciais para cálculo da pressão e da temperatura, influenciando principalmente os valores de pico atingidos por estas duas propriedades (LANZAFAME et al., 2003, SANTOS JUNIOR, 2004). 56 5. ESTRUTURA DO PROGRAMA DE SIMULAÇÃO 5.1 - DESCRIÇÃO GERAL DO PROGRAMA Uma vez definidos os fundamentos teóricos e a modelagem termodinâmica nos Capítulos 3 e 4, o próximo passo do trabalho foi a escolha de uma linguagem de programação adequada para a elaboração do código computacional de simulação. Esse código deve ser capaz de resolver o sistema de equações diferenciais apresentado no Capítulo 3 e de apresentar os dados de saída em um tempo de processamento considerado apropriado para uso em estudos de pesquisa e desenvolvimento na área de combustíveis e motores. A linguagem MATHEMATICA foi usada com êxito no desenvolvimento da tese de SANTOS JUNIOR (2004), com tempo de processamento apropriado. Para esse trabalho existia uma dúvida inicial se a linguagem seria capaz de lidar com um maior número de cálculos do que SANTOS JUNIOR (2004), uma vez que essa dissertação compara diferentes combustíveis, aumentando consideravelmente não só a complexidade, como também o tempo de processamento do programa. Uma opção seria a linguagem FORTRAN, como usado por MASSA (1992), também bastante difundida na comunidade científica e com reconhecida capacidade de lidar com cálculos complexos e com baixo tempo de processamento. Essa linguagem, entretanto, apresentava a desvantagem da maior complexidade em termos de interface com o usuário e com o programador para a resolução de sistemas de equações diferenciais. Pelos motivos expostos foi definida a linguagem MATHEMATICA versão 5.0, como ferramenta para o desenvolvimento do programa de simulação. Conforme mencionado no Capítulo 4, o sistema de equações diferenciais foi resolvido utilizando-se a função NDSolve do MATHEMATICA com seleção de método de resolução automático. O MATHEMATICA possui vários métodos matemáticos implementados para a resolução de sistemas de equações diferenciais ordinárias, entre eles, o RungeKutta de 4ª ordem e Euler. Com a seleção do método de forma automática, o próprio programa faz a seleção do método mais adequado de forma a otimizar a solução de acordo com o tipo de sistema de equações a ser resolvido. 57 O programa de simulação começou a ser desenvolvido no 2º semestre de 2005 e teve sua primeira versão completa terminada no 1º semestre de 2006. A partir de então, modificações e atualizações foram feitas periodicamente com base em dados experimentais dos ensaios em motor ou devido a novas informações obtidas nas referências bibliográficas, até a sua versão final, que ficou pronta em dezembro de 2006. 5.2 - DADOS DE ENTRADA Os dados de entrada necessários para a simulação foram descritos no Capítulo 4, e devem ser informados ao código computacional conforme mostrado a seguir: • Grandezas geométricas do motor, sistema cilindro-pistão: idem ao Capítulo 4; • Dados de projeto do motor: idem ao Capítulo 4; • Dados referentes aos combustíveis utilizados: Poder calorífico inferior (PCI); Percentual em massa de cada componente, carbono (C), hidrogênio (H) e oxigênio (O) para combustíveis líquidos, para cálculo do combustível equivalente no formato CnHmOp; Percentual em volume dos componentes da mistura no caso do GNV; Equação única para o calor específico à pressão constante dos combustíveis, em função da temperatura. A partir desses dados o programa calcula automaticamente a relação ar-combustível estequiométrica, a relação HC e OC, além dos coeficientes das equações de combustão para todos os combustíveis; • Dados dos componentes da combustão: Equações de calor específico à pressão constante, em função da temperatura, para os componentes dos reagentes e dos produtos da combustão (H2O, CO2, O2, N2); • Parâmetros relativos à combustão: constantes de Wiebe, nesse estudo foram usados inicialmente a = 5 e m = 2; duração e atraso da combustão; fator de correção de Woschni de acordo com os dados da Tabela 3.1; • Condições de operação do motor: Pressão no fechamento da válvula de admissão do cilindro; vazão mássica de ar; temperatura da parede do cilindro; ângulo de avanço de ignição e rotação do motor; Com relação aos dados de operação do motor, o código computacional irá receber a informação de vazão mássica de ar e irá calcular a massa de ar admitida (mar) por cada ciclo de acordo com a Equação (5.1). Nessa equação é considerado o número de rotações por segundo (N), a informação do número de cilindros do motor (nc) e também o fato de que são necessárias duas voltas do eixo para se completar um ciclo completo Dados de entrada da geometria-do motor Dados de entrada dos combustiveis (GY, êlcool é — Gasolina: PCI, %m de C He O, %v da composição do Gnv equação única parao c, y especificos pata 05 reagentes e para 05 produtos. Cálculo do combustivel equivalente, relação AC estequiométrica, relação HC e Qi e dos coeficientes da equação de combustão; Cálculo da razão de calores y Dados de entrada do experimento: rotação, vazão de ar, pressão do coletor, temperatura na parede, ângulo de ignição avanço) eduração de combustão para cada combustivel. Necessidade de ajustarVoschni Ajuste do fator de Moschni em função de ângulo de ignição — Cálculo dacureade pressão sem combustão, ja ! Cáleulo do sistema de equações diferenciais do instante de fechamento da válvula de admissão até o início da combustão. y a combustão Cáleulo do sistema de equações diferenciais durante , Cálculo do sistema aabertura da valvul diferenciais após ofim da combustão, até de equações a-de escapamento. Ajuste dos coeficientes sem finais Hecessidade de ajustar iíiehe Apresentação gráficos dos resultados de pressão, temperatura, calor e trabalho «— para os três combustiveis (ag) Término da Simulação Figura 5.1 — Fluxograma do código computacional desenvolvido. 60  61 6. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 6.1 - COMBUSTÍVEIS UTILIZADOS Com relação aos combustíveis, todos foram providenciados e analisados previamente em Laboratórios de Química do CENPES com antecedência adequada para disponibilização de todos os resultados de análise antes do início dos ensaios experimentais. O Apêndice I apresenta os principais resultados de análise para os três combustíveis, como também os valores calculados de relação HC e CO, relação ar- combustível estequiométrica, combustível equivalente e k politrópico. Os dados experimentais e teóricos do cp dos combustíveis encontram-se no Apêndice IV. O erro relativo máximo encontrado foi de -0,01 % para o álcool, +0,01 % para o GNV e -1,44 % para a gasolina. 6.1.1 - GASOLINA COMUM Foi usada uma gasolina comum com 22 % + 1 % de álcool anidro adicionado. O valor de 22 % foi definido, uma vez que o percentual de álcool da gasolina pode variar de 20 a 25 % dependendo da oferta ou da escassez de álcool no mercado nacional (VICENTINI et al., 2005). Foram feitas no CENPES várias análises de combustíveis (curva de destilação, teor de álcool, poder calorífico superior e cálculo do poder calorífico inferior, entre outros), estando os principais resultados das análises no Apêndice I. Conforme explicado no Capítulo 4, devido à impossibilidade de adoção de equações de correlação do calor específico à pressão constante como função da temperatura, publicadas em literaturas nacionais e internacionais, foi feita análise completa de cromatografia da gasolina comum para fornecer os percentuais em massa de cada monocomponente. A partir desses resultados foi deduzida a equação do pc em função da temperatura, conforme procedimento descrito no Capítulo 4. A Equação (6.1) foi calculada a partir dos resultados obtidos na cromatografia, e pode ser usada na simulação de motores pela comunidade científica que estuda esse assunto. 62 54 32 486579308571531806056373467242 688039620441509965866832422923 6059888402796335694857698102 )T(ln,)T(ln, )T(ln,)T(ln, )T(ln,,)T(cp +− ++− ++−= (6.1) No gráfico do pc em função da temperatura para a gasolina comum, mostrado na Figura 6.1, pode ser observada uma tendência assintótica a partir de 3000 K. 0 50 100 150 200 250 300 350 400 30 0 50 0 70 0 90 0 11 00 13 00 15 00 17 00 19 00 21 00 23 00 25 00 27 00 29 00 31 00 33 00 35 00 37 00 39 00 T (K) c p ( J/ m o lK ) Experimental Teórico Figura 6.1 – Gráfico do pc em função da temperatura para a gasolina comum. De forma a usar, na equação de combustão, uma composição de combustível equivalente, foi necessária a análise do percentual em massa de carbono, hidrogênio e oxigênio (CHO). Os resultados das análises feitas no CENPES e dos cálculos de propriedades da gasolina estão indicados no Apêndice I. 6.1.2 - ÁLCOOL Foi utilizado nesse trabalho um álcool hidratado comercial e que atende ao especificado pela ANP (VICENTINI et al., 2005). Foram feitas no CENPES análises de conformidade de especificação para esse produto. Os resultados das análises são mostrados no Apêndice I. A exemplo das análises feitas para a gasolina, também foram feitas análises do percentual de CHO para o álcool. Também a exemplo do feito para a gasolina e conforme descrito na Seção 4.2.3, foi calculada a Equação (6.2) para o pc em função da temperatura. 65 6.2 - MOTOR UTILIZADO Foi utilizado um motor da Volkswagen (VW), 1.8 AP, FLEX ano 2005. Os dados mecânicos e de desempenho, fornecidos pela fábrica da Volkswagen, são informados na Tabela 6.1. Tabela 6.1 – Ficha Técnica do Motor Volkswagen, 1.8 AP, FLEX Cilindros Quatro em linha Comando de Válvulas; Válvulas por Cilindro No cabeçote; Duas válvulas Diâmetro do Cilindro 81,01 mm Curso do Pistão 86,4 mm Comprimento da Biela 144,0 mm Cilindrada Total 1781 cm3 Taxa de Compressão 11:1 Ângulo de fechamento da válvula de admissão - 164° Ângulo de abertura da válvula de descarga + 146° Gasolina Álcool Potência 76 kW (103 cv) a 5250 rpm 78 kW (106 cv) a 5250 rpm Torque 152 Nm (15,5 kgfm) a 3000 rpm 157 Nm (16,0 kgfm) a 3000 rpm OBS: O Ângulo 0º corresponde ao pistão localizado no ponto morto superior. Foi feita a aquisição de um cabeçote adicional do motor, de forma a possibilitar o trabalho de preparo do mesmo para a medição de temperatura na parede, conforme será visto no item 6.4.3. 6.3 - KIT DE CONVERSÃO PARA GÁS NATURAL UTILIZADO Nesse trabalho, foi usado um kit de 3ª geração da empresa BRC, modelo JUST High Tech com variador de avanço. Este kit tem a capacidade de manter a mistura estequiométrica através do controle da injeção do gás por motor de passo, a partir da leitura do sinal da sonda lambda original do veículo. O monitoramento e o ajuste do kit foram feitos com o software BRC JUST INTERFACE, fornecido pelo fabricante do kit. O kit de 3ª geração é mais usado atualmente no país do que o kit de 5ª geração, que usa pressão positiva e possui um custo mais elevado. 66 6.4 - INSTRUMENTAÇÃO DO BANCO DE PROVAS E VARIÁVEIS MEDIDAS Foi utilizada a instrumentação do banco de provas do Laboratório de Máquinas Térmicas (LMT) da COPPE/UFRJ, com exceção de alguns sensores, como o equipamento de medição de pressão e equipamentos de calibração que foram emprestados pelo CENPES. Uma lista detalhada dos modelos dos sensores e instrumentos usados no experimento se encontra no Apêndice II. Também foram incluídas informações referentes à incerteza de medição, quando aplicável, para algumas variáveis. Cabe registrar que o banco de provas da universidade não dispõe de sistema de condicionamento de temperatura e da umidade do ar de admissão, bem como controle de temperatura do combustível. O abastecimento do motor para os combustíveis líquidos foi feito por gravidade, e para o GNV, por um cilindro de alumínio. 6.4.1 - DINAMÔMETRO Foi utilizado um dinamômetro hidráulico da marca Motor Power, com potência de 600 kW e capacidade de torque máxima de 750 Nm. O controle do dinamômetro foi feito através de uma válvula que regulava a passagem de água, proporcionando uma carga maior ou menor ao motor. A válvula era acionada e controlada pelo sistema de aquisição de dados e automação do laboratório. 6.4.2 - SISTEMA DE AQUISIÇÃO DE DADOS E AUTOMAÇÃO Foi utilizado um sistema de aquisição de dados e automação de fabricação da Land & Sea, modelo DYNOMATE Data Acquisition Computer Module com software DYNOMAX 2000 e com capacidade para 8 canais de temperatura compatíveis com termopar tipo K; 14 canais de entrada analógica, sendo 3 exclusivos para estação meteorológica (pressão barométrica, umidade e temperatura ambiente); 3 canais digitais de entrada; 2 canais de saída analógica para controle da rotação e do torque. A leitura do sinal de rotação para o sistema foi feita através da leitura do sinal do tacômetro do módulo de injeção do veículo que faz uso de um sensor do tipo pick-up magnética (34 pulsos por volta). 67 O controle da rotação e da carga do motor eram feitos através de um motor de passo para acionamento do corpo de borboleta do motor e de outro motor de passo, que controlava a abertura e o fechamento da água do dinamômetro hidráulico. Ambas as variáveis foram controladas pelo sistema de aquisição de dados Land & Sea. 6.4.3 - MEDIÇÃO DE TEMPERATURA NA PAREDE DO MOTOR Para se medir a temperatura na parede do cilindro ( pT ) foi necessária a furação do cabeçote do motor para a instalação de um termopar tipo K, protegido por um encapsulamento, a até uma distância de 2 mm da câmara de combustão. Essa distância foi recomendada pelo fabricante VW e seria suficiente para garantir a integridade física da câmara de combustão e uma medição adequada de temperatura. Um procedimento de instalação semelhante foi adotado pelo Instituto Francês do Petróleo (IFP) em ensaios em bancos de prova com um motor a gasolina (KLEEMAN et al., 2003), com resultados satisfatórios de medição de temperatura da parede. Foi escolhido o 3º cilindro (contado a partir do lado da bomba d´água) para instalação da medição de temperatura na parede. Devido à dificuldade de se obter desenhos precisos com as dimensões do cabeçote, um outro cabeçote de motor AP VW foi usado para se conhecer o melhor ponto para a furação e instalação do sensor de temperatura. Esse cabeçote do motor foi cortado e foi feito um furo conforme mostrado na Figura 6.5. Figura 6.5 – Cabeçote cortado com o furo para medição de temperatura. 70 6.4.6 - MEDIÇÃO DA VAZÃO DE AR Foi utilizado um medidor de vazão mássica da Volkswagen, modelo VW 06A906461A, instalado em alguns modelos de veículos e adquirido pelo CENPES. A partir da folha de calibração de dados do medidor, fornecida pelo fabricante do motor, relacionando valor da vazão em kg/h com a tensão de saída do instrumento, foi possível a elaboração de uma curva de calibração para a faixa de trabalho de 0 a 250 kg/h. Foi usada a premissa de um fator de correlação (R2) igual a 1, obtendo-se a Equação (6.4). 36,503 -55,377y 28,166y- 9,7031y 0,1286y- 23 4 ++=arV (6.4) sendo arV a vazão de ar em kg/h e y o valor em Volts de saída do instrumento. Devido à dificuldade de se implantar essa equação no sistema de aquisição de dados da Land & Sea, a leitura dessa variável foi feita em Volts e posteriormente foi feita a conversão para vazão em kg/h usando a Equação (6.4). Essa foi a única variável que teve esse tratamento, todas as demais foram lidas pelo programa de automação e convertidas diretamente para unidade de engenharia. A medição da vazão de ar foi considerada bastante estável, com valor de incerteza de medição do tipo A (repetitividade) bem baixa, cerca de 0,3 %, no máximo, calculada segundo procedimento descrito na seção 6.6.2. 6.4.7 - MEDIÇÃO DE VAZÃO DE COMBUSTÍVEL LÍQUIDO Devido à ausência de medidor de vazão de combustível no LMT/UFRJ, foi feita uma tentativa de uso do equipamento FLOWTRON (MASSA, 1992) de propriedade do CENPES/PETROBRAS e que possui um princípio de medição com base em placa de orifício e em um circuito conhecido como “Ponte de Wheatstone hidráulica” (PLINT et al., 1999). Esse equipamento fornece uma saída de 4 a 20 mA que foi convertida para Volts com o uso de um resistor padrão de 249 Ω. Apesar de se mostrar estável durante a calibração de vazão (feitas com uso de balança calibrada), durante o ensaio o equipamento não se mostrou confiável, principalmente em situações de baixo consumo de combustível, apresentando grandes oscilações de valor de consumo para uma mesma condição operacional do motor. 71 Dessa forma a medição de consumo de combustível em kg/h foi feita de forma indireta, através da fórmula: )×= λearc AC ( / V V (6.5) Onde Vc é a vazão de combustível em kg/h, ACe é a relação ar-combustível estequiométrica de cada combustível, mostrada no apêndice I e λ é determinado através do medidor ETAS. Durante todos os ensaios experimentais desse trabalho, o λ apresentou o valor de 1+ 0,01, para os combustíveis líquidos. 6.4.8 - MEDIÇÃO DE VAZÃO DE COMBUSTÍVEL GASOSO A medição da vazão de combustível gasoso é bem mais complexa que no caso dos combustíveis líquidos (PLINT et al., 1999). Dessa forma, foi utilizada a balança URANO modelo U010000 e um cronômetro CASIO HS-30W. A balança foi ajustada para indicação de valor zero com o peso do cilindro de GNV de alumínio vazio. Durante os ensaios no banco de provas, foi utilizado esse mesmo cilindro de alumínio abastecido com GNV, que foi colocado na balança. Após o motor estar estabilizado na condição de teste, era feita a inicialização do cronômetro e também era anotado o valor da massa inicial. Foi estipulado um tempo mínimo de dois minutos para o término da medição quando era novamente feita a leitura da balança. Dessa forma foi possível se obter o valor da vazão em kg/h. Devido ao fato da menor resolução da balança ser de + 5 g, houve uma imprecisão no cálculo de consumo de GNV. Dessa forma foi utilizada a Equação (6.5) para o cálculo da vazão de GNV. Sendo que no caso do GNV a indicação do medidor de lambda era de 1 + 0,02. 6.4.9 - TEMPERATURA DA ÁGUA E DO ÓLEO DO MOTOR Para permitir o controle da temperatura da água do motor, a válvula termostática do motor foi deixada aberta, de forma que a água do sistema de arrefecimento circulasse por um trocador de calor externo com válvula acionada manualmente. Durante os ensaios se buscou uma temperatura de água entre 85º e 100ºC, monitorada pelo sistema de aquisição Land & Sea e pelo equipamento de monitoramento do sistema de injeção do veículo (PC SCAN 2010 WIN). 72 Com relação à temperatura do óleo não foi feito nenhum controle da mesma. Apenas foi monitorada e registrada a temperatura para os pontos ensaiados. 6.4.10 - MONITORAMENTO DO SISTEMA DE INJEÇÃO ELETRÔNICA DO MOTOR O equipamento NAPRO PC SCAN 2010 WIN foi fundamental para esse trabalho, pois permitiu uma ligação direta com o sistema de injeção eletrônica do motor, possibilitando assim o monitoramento de diversas variáveis do ensaio (temperaturas, avanço de ignição, entre outras). Quando da troca de combustível, foi utilizada uma função disponível na versão 2006 do programa do equipamento, que permite uma adaptação forçada dos parâmetros do módulo de injeção do veículo ao novo combustível a partir da atuação do programa. Era observado o valor da variável “fator de combustível” na tela até que a mesma se estabilizasse em um novo patamar. Esse monitoramento permitiu assegurar a adaptação do motor FLEX ao novo combustível sem a necessidade de se conduzir o motor em diversas situações de operação diferentes, representando assim economia de combustível e de tempo de ensaio. O programa do equipamento foi instalado em um laptop de fabricação da PC-CHIPs, modelo G320, com porta serial. 6.4.11 - MEDIÇÃO DO AVANÇO DE IGNIÇÃO DO MOTOR Para a medição do sinal de avanço de ignição do motor foram utilizados dois equipamentos diferentes. Para os combustíveis líquidos (gasolina e álcool) e para o GNV, sem kit de conversão instalado, foi utilizado o PC SCAN 2010 WIN da NAPRO. Esse equipamento permite a leitura do avanço total e também permite a monitoração da ocorrência de detonação, caso haja, monitorando o avanço de ignição de forma independente para cada cilindro do motor. A central eletrônica do motor adota como estratégia a redução do avanço de cada cilindro do motor, de forma independente, com base na informação do sensor de detonação, para otimizar o desempenho sem que ocorra detonação. Para o GNV, com kit de conversão com variador de avanço instalado, foi utilizado o medidor BOSCH MOT 150, uma vez que o equipamento da NAPRO fornece 75 Uma questão importante é a determinação do ponto morto superior (PMS), uma vez que essa informação é necessária para a correta referência da curva de pressão. Dessa forma, antes do início da aquisição dos sinais, foi feita uma calibração do equipamento. A calibração do PMS foi feita de forma semi-automática pelo equipamento, uma vez que foi necessário se rodar o motor em uma condição estável e sem combustão no cilindro onde estava instalado o sensor de pressão. Conforme mencionado anteriormente, o cilindro três foi escolhido para instalação do sensor de pressão, sendo assim, durante o ajuste do PMS foi desconectado o sinal do bico injetor do cilindro três, inibindo a combustão nesse cilindro. O programa da AVL armazenou então automaticamente o ângulo onde se deu a pressão máxima da câmara de combustão como sendo o ângulo de PMS. Foi programado, pelo fabricante AVL, um ajuste de 0,7° (Loss angle), no ângulo de PMS determinado no experimento, uma vez que existem perdas de pressão inerentes ao comportamento mecânico do motor (HEYWOOD, 1988). As informações dimensionais da câmara de combustão e dados do pistão também são necessárias, de forma que o equipamento possa calcular o volume deslocado e o diagrama pressão X volume, entre outros. As etapas de calibração e ajuste do equipamento foram feitas em conjunto com a AVL South América, sob supervisão da AVL da Áustria. Esse equipamento da AVL é usado internacionalmente em aplicações de simulação, projetos CFD (Computer Fluid Dynamics), e em pesquisas com medição e diagnóstico de combustão. Cabe o registro que mesmo usuários do Brasil que possuem o equipamento, não usam todas as funcionalidades que foram necessárias para esse experimento. A Figura 6.8 mostra uma tela de trabalho do equipamento da AVL, incluindo curva de pressão, valores de pressão máxima, IMEP e cálculos da média, mínimo e máximo para os valores de pressão dos ciclos adquiridos. Também é mostrado o valor do coeficiente de variação de pressão máxima (CoV), que é obtido pela divisão do desvio padrão pela média (HEYWOOD et al., 1979, HEYWOOD, 1988). 76 Figura 6.8 – Tela de trabalho do equipamento Indiset da AVL. 6.6 - CALIBRAÇÃO E CÁLCULO DE INCERTEZAS A seguir é mostrado de forma resumida como foi o procedimento para a calibração e o cálculo de incertezas para algumas variáveis do ensaio. Os valores calculados de incerteza de medição do tipo B, quando aplicáveis, podem ser vistos na tabela do Apêndice II nas respectivas unidades de engenharia. 6.6.1 - CALIBRAÇÃO DO BANCO DE PROVAS • Torque do Dinamômetro: Com relação ao torque do dinamômetro foram utilizadas massas calibradas pelo CENPES, sendo a calibração feita por técnicos do laboratório de motores da UFRJ. • Rotação do Motor: Não foi feita a calibração da rotação, uma vez que é muito difícil de se conseguir uma rotação estabilizada do motor, de forma a possibilitar o uso, por exemplo, de um estroboscópio para essa calibração. Foi feita então uma verificação desse sinal, comparando-se os valores do sistema de aquisição de 77 dados da Land & Sea, com o sinal de rotação do medidor Indiset da AVL, sendo que não foram encontradas diferenças significativas entre as medições. • Temperaturas: Foi utilizado um equipamento simulador de temperatura da empresa ECIL, modelo CAPPO. O simulador gerava o sinal em volts correspondente à determinada temperatura no canal do sistema de aquisição de dados da Land & Sea, onde foi feita a leitura do sinal e a respectiva correlação para a unidade de engenharia, através de uma curva de calibração. • Pressão de admissão: Foi utilizado um equipamento da empresa General Eletric, modelo Druck DPI 284 capaz de gerar vários pontos de pressão, sendo lidos os respectivos sinais no sistema Land & Sea. 6.6.2 - CÁLCULO DE INCERTEZAS DE MEDIÇÃO A incerteza de medição é um dos requisitos da norma ISO 17025, que é usada como referência para a obtenção de credenciamento de laboratórios de ensaios junto ao INMETRO. Apesar do país ter longa tradição na utilização de banco de provas, até 2002 ainda não existia nenhum laboratório com credenciamento junto ao INMETRO. Esse fato ilustra a dificuldade de se aplicar conceitos avançados de metrologia na área de motores. Para efeito desse trabalho, as incertezas de medição foram calculadas conforme sugerido por MELO et al. (2004, 2006a). Esses trabalhos foram desenvolvidos originalmente para laboratórios de emissões veiculares, porém encontram aplicação também em laboratórios de motores. De acordo com esses artigos, a incerteza de medição pode ser dividida em incerteza devido a repetitividade (tipo A) e a incerteza devido a calibrações, resolução e padrões (tipo B). A seguir é descrito o procedimento recomendado por MELO et al.(2004, 2006a) para cálculo das incertezas de medição. A incerteza tipo A (IA) é calculada dividindo-se o desvio padrão pela raiz quadrada do número de pontos medidos. A incerteza tipo B (IB) é uma combinação de diversos fatores e pode ser calculada como mostrado na Equação (6.6). 222 2 1 iB S...SSI +++= (6.6) onde S1, S2, ..., Si são as diferentes componentes da incerteza, tais como resolução do instrumento, padrão de calibração, curva de calibração, etc. Para se combinar esses dois tipos de incerteza, pode ser usada a Equação (6.7). 80 Figura 6.9 – Sensor de pressão da AVL pela vela de ignição. Figura 6.10 – Motor Volkswagen AP 1.8 FLEX usado no experimento. 81 Figura 6.11 - Sala de controle do banco de provas, destaque para o programa de monitoração do kit de conversão para GNV. Figura 6.12 - Sala de controle do banco de provas, destaque para o programa de controle do motor (à esquerda) e para o programa de medição de pressão da AVL (à direita). 82 7. RESULTADOS DOS ENSAIOS EXPERIMENTAIS 7.1 – ASPECTOS GERAIS Os ensaios experimentais foram feitos de acordo com os procedimentos descritos no Capítulo 6. Foram obtidos de uma forma geral, baixos valores de incerteza tipo A, para a rotação, torque, pressão de admissão e para a vazão de ar, todos menores que 0,5% para todos os pontos ensaiados. Esse baixo valor foi obtido pela utilização de um número elevado de pontos (acima de 1000) para as aquisições dos sinais, e pelo fato de se aguardar a estabilização do conjunto dinamômetro-motor, antes do início das leituras dos sinais (ABNT, 1996, BAÊTA, 2006). Os resultados de torque e potência mostrados nas tabelas desse Capítulo e no Apêndice III, foram corrigidos para as condições padrão em função das condições ambientais medidas na sala de ensaio (ABNT, 1996). As condições de operação na rotação de 3000 rpm e 3500 rpm apresentaram uma necessidade de maior tempo para estabilização da condição do motor, devido à limitação do motor de passo do banco de provas na atuação de controle do corpo de borboleta do motor. Esse problema apesar de não ter influenciado a incerteza do tipo A da rotação e do torque, pode ter tido alguma influência em relação à estabilidade da combustão do motor, uma vez que essas condições apresentaram coeficientes de variação de PMáx e de IMEP, com valores mais elevados do que os valores dos outros pontos ensaiados. A medição de lambda teve um valor igual a 1 + 0,01 para a gasolina e o álcool e de 1 + 0,02 para o GNV, em todas as condições ensaiadas. Estas duas condições permitiram um cálculo preciso do consumo de combustível, conforme descrito no Capítulo 6. Foram utilizados os valores de relação ar-combustível estequiométrica de 16,64 para o GNV, 8,42 para o álcool e 12,99 para a gasolina. Esse valores foram calculados de acordo com o Capítulo 6 e com os dados da Tabela 6.2 e do Apêndice I. Os valores de PMáx e de IMEP podem variar de forma significativa entre os ciclos para uma mesma condição de operação de um motor de ignição por centelha (HEYWOOD et al., 1979, HEYWOOD, 1988, STONE, 1999). O valor do IMEP é calculado pelo equipamento Indiset da AVL segundo a equação abaixo (HEYWOOD, 1988, GANESAN, 1996, STONE, 1999):