Avaliação numérica e experimental do desempenho de um motor Otto operando com etanol hidratado

MINISTÉRIO DA EDUCAÇÃO UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO SUL PROGRAMA DE PÓSGRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA AVALIAÇÃO NUMÉRICA E EXPERIMENTAL DO DESEMPENHO DE UM MOTOR OTTO OPERANDO COM ETANOL HIDRATADO por Thompson Diordinis Metzka Lanzanova Dissertação para obtenção do Título de Mestre em Engenharia Porto Alegre março de 2013 AVALIAÇÃO NUMÉRICA E EXPERIMENTAL DO DESEMPENHO DE UM MOTOR OTTO OPERANDO COM ETANOL HIDRATADO por Thompson Diordinis Metzka Lanzanova Engenheiro Mecânico Dissertação submetida ao Programa de PósGraduação em Engenharia Mecânica da Escola de Engenharia da Universidade Federal do Rio Grande do Sul como parte dos requisitos necessários para a obtenção do Título de Mestre em Engenharia Área de Concentração Fenômenos de Transporte Orientador Prof Dr Horácio Antonio Vielmo Coorientador Prof Dr Mario Eduardo Santos Martins DEM UFSM Comissão de Avaliação Prof Dr Charles Rech DEMA ULBRA Prof Dr Francis H R França PROMEC UFRGS Prof Dr Luiz A O Rocha PROMEC UFRGS Prof Dr Rogério José Marczak Coordenador do PROMEC Porto Alegre 26 março de 2013 ii RESUMO Uma maneira ecologicamente correta de manejar os recursos energéticos disponíveis e reduzir as emissões de gases de efeito estufa é utilizar biocombustíveis ao invés de combustíveis de origem fóssil em motores de combustão interna Entretanto o preço mais alto dos biocombustíveis pode ser um fator limitante para o aumento e viabilização do seu uso Em relação ao etanol para se obter misturas com mais de 80 de etanol em água o custo de produção cresce exponencialmente Assim se misturas de etanol com alto percentual de água de menor custo puderem ser utilizadas em motores de combustão interna com sucesso esse combustível pode se tornar mais atrativo e mais amplamente utilizado Este trabalho analisa o desempenho de um motor de ignição por centelha operando com etanol em diferentes percentuais de hidratação através de simulações computacionais e procedimentos experimentais Foi utilizado um motor monocilíndrico de 0668L e naturalmente aspirado com relação de compressão de 191 e injeção direta em précâmara ciclo Diesel foi modificado para operação em ciclo Otto injeção de combustível no duto de admissão e relação de compressão de 121 Testes em dinamômetro foram conduzidos com o etanol hidratado comercial 95 de etanol e 5 de água e com misturas de etanol e água com maiores percentuais de hidratação conteúdo volumétrico de até 60 de etanol e 40 de água Simulação computacional através de software de volumes finitos unidimensional foi utilizada para realizar a análise da combustão Foi possível alcançar operação estável com misturas de até 40 de água em etanol e ocorreu aumento de eficiência térmica para misturas de até 30 de água Palavraschave Motores de combustão interna etanol hidratado análise de combustão iii ABSTRACT An environmentally friendly way to manage the available energetic resources and to reduce greenhouse gas emissions is to use bio instead of fossil fuels in internal combustion engines However the sometimes higher prices of biofuels can be a limiting factor for their widespread and viable use Concerning ethanol and its production costs to obtain above 80 ethanolin water mixtures demands an exponentially increasing energy supply Hence if a lowcost high water content ethanol could be successfully burned in internal combustion engines it would be even more attractive and extensively used This work analyzes the performance of a spark ignition engine running with ethanol with different percentages of hydration through numeric and experimental simulations To achieve this goal a 0668L naturally aspirated single cylinder engine with compression ratio of 191 and prechamber direct injection operating at Diesel cycle was modified to operate in Otto cycle port fuel injection with a compression ratio of 121 Dynamometer tests were carried out with commercial hydrous ethanol 95 ethanol and 5 water and waterinethanol blends with higher hydration levels volumetric content up to 60 ethanol and 40 water Computer simulation through onedimensional finite volume software was carried out to perform a heat release analysis It was possible to achieve stable operation with up to 40 waterinethanol blends and thermal efficiency increase was achieved for blends with up to 30 of water Keywords internal combustion engines spark ignition hydrous ethanol heat release analysis iv ÍNDICE 1 INTRODUÇÃO 1 11 Motivação para o estudo 1 12 Objetivos e Organização do Trabalho 2 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 4 21 Etanol superhidratado 4 22 Combustão em motores de ignição por centelha 7 23 Utilização de etanol em motores de ignição por centelha 11 24 Utilização de combustíveis com altos teores de água em motores de combustão interna 12 3 SOLUÇÃO NUMÉRICA 18 31 Modelagem matemática através do método dos volumes finitos 19 32 Esquema de discretização temporal 20 33 Discretização espacial 20 34 Equações governantes de dinâmica dos fluidos computacional 21 35 Modelagem do cilindro 25 36 Cálculo da taxa de queima à partir da pressão instantânea do cilindro 29 37 Correlação de Woschni para transferência de calor 30 38 Propriedades dos fluidos 31 39 Modelagem de dutos retos 33 310 Modelagem orifícios válvulas do cilindro e válvula borboleta 33 4 PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 36 41 Motor utilizado no trabalho 36 42 Módulo de injeção eletrônica 40 43 Sistema de medição e alimentação de combustível 41 44 Sistema de frenagem 42 45 Transdutores de pressão 42 v 46 Referenciamento dos sensores de pressão 44 47 Termopares 44 48 Sistema de aquisição e tratamento de dados 45 49 Determinação dos coeficientes de descarga das válvulas 46 410 Caracterização do combustível 48 411 Metodologia de ensaios experimentais 49 5 CRIAÇÃO DO MODELO NO GTSUITE 53 51 Caracterização do cilindro 54 52 Caracterização do cranktrain 56 53 Caracterização das válvulas 58 54 Caracterização dos dutos dos sistemas de admissão e exaustão 59 55 Caracterização do sistema de injeção de combustível 62 56 Condições de contorno dos ambientes de admissão e exaustão 63 57 Configurações da simulação 63 58 Independência de malha espacial e temporal 65 59 Ajuste de phasing 67 6 PARÂMETROS DE FUNCIONAMENTO 70 61 Mensuração das incertezas de medição 70 62 Cálculo dos parâmetros experimentais 73 621 Cálculo da rotação média 73 622 Cálculo do índice λmédio 73 623 Cálculo do consumo de etanol admitido por ciclo 74 624 Cálculo do consumo de ar admitido por ciclo 76 625 Cálculo do consumo de água admitido por ciclo 76 626 Cálculo do Torque Brake 77 627 Cálculo da Potência Brake 77 628 Cálculo do Consumo de combustível específico Brake 78 629 Cálculo da Eficiência Brake 78 vi 63 Cálculo dos parâmetros simulados pelo GTPower 78 7 RESULTADOS 85 71 Resultados experimentais 85 72 Resultados da Simulação Computacional 91 721 Resultados da simulação do teste Ponto Fixo PF 91 722 Resultados da simulação do teste com avanço de ignição variável MBT 95 723 Comparação dos resultados dos testes PF e MBT 99 8 CONCLUSÕES E SUGESTÕES DE CONTINUIDADE 106 81 Conclusões 106 82 Sugestões de Continuidade 108 821 Quanto ao procedimento experimental 108 822 Quanto à simulação computacional 109 9 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 110 vii LISTA DE FIGURAS Figura 21 Energia gasta na destilação em relação ao LHV do etanol MartinezFrias et al 2007 5 Figura 22 Comparação do balanço de energia líquido para etanol anidro e etanol com 35 de água em volume Mack et al 2009 6 Figura 23 Gasto percentual das etapas de produção de etanol de canadeaçúcar Adaptado de Salla et al 2009 7 Figura 24 Fração de massa queimada em função do ângulo do eixo de manivelas para diferentes razões de equivalência combustívelar para o combustível Indolene adaptado de Heywood 1988 9 Figura 25 Representação de uma précâmara de geração de turbulência Heywood 1988 10 Figura 31 Volume de controle em malha bidimensional Ferziger e Peric 2002 19 Figura 32 Esquema de malha 21 Figura 33 Esquema de identificação das espécies no software GTPower 32 Figura 41 Motor Agrale M90 comercial Lintec 2012 36 Figura 42 Novo coletor de admissão e corpo de borboleta 37 Figura 43 Motor com coletor de admissão modificado e corpo de borboleta 38 Figura 44 Representação da câmara de combustão do motor Agrale M90 modificado 38 Figura 45 Cabeçote original com injetor de diesel e cabeçote modificado com vela de ignição 39 Figura 46 Cabeçote modificado para operação em ciclo Otto com adaptador para transdutor de pressão piezoelétrico instalado na câmara de combustão 39 Figura 47 ECU FT400 FuelTech FuelTech 2013 40 Figura 48 Sistema de medição e alimentação de combustível 42 Figura 49 Transdutor de pressão AVL GH14D AVL 2011b 43 Figura 410 Transdutor de pressão MPX4250AP 44 Figura 411 Esquema de funcionamento da bancada de fluxo 47 Figura 412 Cabeçote modificado montado na bancada de fluxo 48 Figura 413 Motor montado no sistema de frenagem 50 Figura 414 Painel de controle do sistema de frenagem detalhe para o mostrador do percentual de capacidade de frenagem utilizada 51 viii Figura 51 Lift das válvulas de admissão e exaustão em função deCA 58 Figura 52 Coeficientes de descarga das válvulas 59 Figura 53 Ilustração do modelo da admissão e exaustão no software GTPower 61 Figura 54 Fração volumétrica vaporizada em função da fração volumétrica de etanol na mistura 62 Figura 55 Diagrama logPlogV phasing incorreto 68 Figura 56 Diagrama logP logV estudo de sensibilidade de phasing 68 Figura 57 Pressão em função do ângulo do eixo de manivelas diferentes phasing 69 Figura 61 Esquema de decomposição de forças no virabrequim 84 Figura 71a Consumo específico de combustível 88 Figura 72 Pressão instantânea no cilindro para diferentes conteúdos de água e avanço de ignição fixo 89 Figura 73 Pressão instantânea medida no duto coletor de admissão utilizada como condição de contorno na simulação computacional 90 Figura 74 Pressão instantânea medida no duto coletor de exaustão utilizada como condição de contorno na simulação computacional 90 Figura 75 Diagrama PxV E70W30 PF 93 Figura 76 Diagrama logP logV E90W10 PF 93 Figura 77 Pressões instantâneas no cilindro comparação entre casos PF 94 Figura 78 Frações mássicas acumuladas de combustível queimado em função de ºCA dos casos PF 95 Figura 79 Diagrama PxV E80W20 MBT Detalhe para ruído de fonte desconhecida 97 Figura 710 Diagrama LogP LogV E60W40 MBT Comparação simulação e experimental 97 Figura 711 Frações mássicas acumuladas de combustível queimado em função de ºCA dos casos MBT 98 Figura 712 Pressão instantânea em função de CA 99 Figura 713 a CA do Pico de pressão em função do conteúdo de água na mistura b Pressão máxima no cilindro em função do conteúdo de água na mistura 100 Figura 714 Comparação entre as temperaturas das zonas queimada e nãoqueimada do combustível E70W30 para os casos PF e MB 101 ix Figura 715 a Temperatura máxima da carga do cilindro b temperatura máxima da zona de gases nãoqueimados do cilindro 101 Figura 716 Taxas de liberação de calor normalizadas pela energia total do combustível para o combustível E95W5 casos PF e MBT 102 Figura 717 Taxas de liberação de calor normalizadas pela energia total do combustível para o combustível E60W40 casos PF e MBT 103 Figura 718 Fração acumulada de combustível queimado comparação entre casos PF e MBT 104 Figura 719 Durações de combustão a 1090 da carga b 090 da carga 105 Figura 720 a Intervalo CA ocorrido para queima de 02 da carga b CA referente à 2 da carga queimada 105 x LISTA DE TABELAS Tabela 41 Características do motor 37 Tabela 42 Propriedades das misturas de combustível etanol e água 49 Tabela 51 Dados de abertura das válvulas 59 Tabela 52 Estudo de independência de malha para o combustível E95W5 66 Tabela 53 Estudo de independência de malha para o combustível E60W40 66 Tabela 61 Valores de k para o cálculo de incerteza do tipo B 72 Tabela 71 Parâmetros de funcionamento do motor em diferentes procedimentos experimentais 86 Tabela 72 Brake Torque Brake Power e BMEP em diferentes procedimentos experimentais 86 Tabela 73 Consumo de combustível 87 Tabela 74 Temperaturas dos gases de exaustão 89 Tabela 75 Comparação entre dados de vazões mássicas por ciclo simuladas GTPower e experimentais exp para os casos de testes PF 91 Tabela 76 Comparação entre dados de vazões mássicas por ciclo simuladas GTPower e experimentais exp para os casos de testes MBT 96 xi LISTA DE SIGLAS E ABREVIATURAS CA Graus do eixo de manivela Crank Angle Degrees AF Relação Ar Combustível ABDC Depois do Ponto Morto Inferior After Bottom Dead Center airin Gases não queimados e não combustíveis atravessando a válvula de admissão ATDC Depois do Ponto Morto Superior After Top Dead Center BBDC Antes do Ponto Morto Inferior Before Bottom Dead Center BDC Ponto Morto Inferior BottomDead Center BEff Eficiência de conversão da máquina térmica Brake Efficiency BMEP Pressão média efetiva de eixo Brake Mean Effective Pressure BPower Potência de eixo Brake Power BSFC Consumo de combustível específico Brake Specific Fuel Consumption BSFC Consumo de combustível específico de eixo Brake Specific Fuel Consumption BTDC Antes do Ponto Morto Superior Before Top Dead Center BTorque Torque de eixo Brake Torque CFD Dinâmica de fluidos computacional Computational Fluid Dynamics CI Ignição por compressão Compression Ignition CO Monóxido de carbono E60W40 Mistura de 60 Etanol e 40 de água em volume E70W30 Mistura de 70 Etanol e 30 de água em volume E80W20 Mistura de 80 Etanol e 20 de água em volume E90W10 Mistura de 90 Etanol e 10 de água em volume xii E95W5 Mistura de 95 Etanol e 5 de água em volume etanol combustível EDG Gases diluentes extra Extra Diluent Gases EGR Recirculação de gases de exaustão Exhaust Gas Recirculation EGT Temperatura dos gases de exaustão Exhaust Gas Temperature FMEP Pressão média efetiva fricção Friction Mean Effective Pressure ftq Torque devido ao atrito fuelinj Massa de combustível injetada diretamente no cilindro fuelman Vazão de combustível através das válvulas de admissão fuelnrg Energia total proveniente de combustível entrando no cilindro fueltott Consumo total de combustível por ciclo GHG Gases de efeito estufa Green House Gases HC Hidrocarbonetos HCCI Ignição por compressão de carga homogênea Homogeneous Charge Compression Ignition HTAV Taxa média de transferência de calor do cilindro HTR Transferência de calor percentual em relação a energia total do combustível do cilindro HVAPf Calor latente de vaporização do combustível ICE Motor de Combustão Interna Internal Combustion Engine IEff Eficiência Indicada de conversão da máquina térmica Indicated Efficiency IMEP Pressão média efetiva indicada Indicated Mean Effective Pressure IPower Potência Indicada Indicated Power ISFC Consumo de combustível específico indicado Indicated Specific Fuel Consumption xiii ITorque Torque Indicado Indicated Torque LHVf Poder calorífico inferior do combustível MAP Sensor de pressão absoluta do coletor Manifold Absolute Pressure MBT Mínimo avanço de ignição para máximo brake torque Minimum spark advance for maximum brake torque MSs Taxa de amostragem de 106 amostras por segundos NOx Óxidos de nitrogênio PCCI Ignição por compressão de carga prémisturada Premixed Charge Compression Ignition PFI Injeção de combustível na porta de admissão Port Fuel Injection RPM Rotações Por Minuto SI Ignição por centelha Spark Ignition TDC Ponto Morto Superior Top Dead Center TPA Cálculo da taxa de queima da análise de três pressões Three Pressure Analysis Burn Rate Calculation TPS Sensor de posição da borboleta Throttle Position Sensor trair Gases não queimados e não combustíveis no cilindro no ciclo trappc Taxa de aprisionamento de gases no cilindro UFRGS Universidade Federal do Rio Grande do Sul UFSM Universidade Federal de Santa Maria VolEff Eficiência volumétrica xiv LISTA DE SÍMBOLOS A Área da seção transversal m² A Coeficiente do modelo fricção referente à parte constante da FMEP Pa Aeff Área efetiva de passagem m² B Diâmetro do cilindro Bore m B Coeficiente do modelo fricção referente ao fator do pico de pressão do cilindro c Velocidade do som ms C Coeficiente do modelo fricção referente ao fator da velocidade média do pistão sm Cd Coeficiente de descarga Calor específico à volume constante Jkg K Cpress Coeficiente de perda de pressão Calor específico à pressão constante Jkg K D Diâmetro m D Coeficiente do modelo fricção referente ao fator quadrático da velocidade Pa s²m² dPcyl Taxa máxima de aumento de pressão PaCA E Energia interna total do fluido J e Energia interna específica do fluido Jkg Força no munhão i decomposta na direção xN Força no munhão i decomposta na direção y N H Entalpia total da massa de fluido J Coeficiente de troca de calor por convecção do duto Wm² K Coeficiente de troca de calor por convecção no cilindro Wm² K K Coeficiente de distribuição de probabilidade Inércia do eixo de manivelas kgm² kf Coeficiente de troca de calor por condução Wm K M Número de Mach M Massa kg xv Taxa de massa kgs Vazão mássica kgm³ s Massa de etanol consumida em 30 ml de combustível kg Massa de água consumida em 30 ml de combustível kg Massa de etanol em uma unidade de volume de mistura kg Massa de mistura etanolágua em uma unidade de volume de mistura kg Massa de água admitida no motor por ciclo kg Massa de etanol admitida no motor por ciclo kg Taxa mássica de gases não queimados e não combustíveis através daválvula de admissão kgs Taxa mássica de combustível instantânea através das válvulas de admissão kgs Taxa mássica de combustível instantânea através das válvulas de admissão no estado gasoso kgs Taxa mássica de combustível instantânea através das válvulas de admissão no estado líquido kgs Taxa de massa através do volume de controle kgs N Número de amostras nr Número de revoluções por ciclo Nu Número de Nusselt P Pressão Pa Par Razão de pressão absoluta Pc Nível de confiança Pressão máxima no cilindro i durante o ciclo atual Pa Pr Número de Prandtl Pref Pressão do estado de referência Pa qev Calor latente de vaporização Jkg QHV Poder calorífico do combustível Jkg Qt Calor liberado na combustão J Qw Calor transferido do fluido para as paredes do cilindro J R Constante do gás Jkg K Re Número de Reynolds xvi Raio da árvore de manivelas m Ru Constante universal dos gases Jmol K Si Velocidade instantânea do pistão i ms Velocidade média do pistão ims SL Velocidade de chama laminar ms SLref Velocidade de chama laminar no estado de referência ms Velocidade média do pistão ms Termo fonte relacionado ao escalar genérico T Temperatura K t Tempo s Torque devido aos dispositivos anexados ao motor Nm Torque de eixo instantâneo Nm Torque instantâneo no munhão Nm texp Tempo de medição para o consumo de 30 ml de mistura de combustível s Temperatura do fluido K tm Multiplicador de passo de tempo tp Coeficiente de Student Temperatura de parede K Torque instantâneo do eixo Nm Ttrigger Período de tempo do trigger s Turef Temperatura do estado de referência K U Energia interna total do fluido J u Velocidade média do escoamento da direção x ms UA Incerteza de medição do tipo A UB Incerteza de medição do tipo B UC Incerteza de medição combinada UE Incerteza de medição expandida V Volume m³ v Volume específico do fluido m³kg W Trabalho de fronteira realizado pelo fluido J w Velocidade média dos gases ms xvii x Comprimento de discretização na direção x m Fração de massa queimada Valor médio das amostras Amostra i Ydil Fração mássica de diluente β Expoente do termo da pressão da equação para velocidade de chama laminar γ Relação de calores específicos γ Expoente do termo de temperatura da equação para velocidade de chama laminar φ Razão de equivalência combustívelar ɸ Escalar genérico λ Razão de excesso de ar na mistura combustívelar Coeficiente de difusão relacionado ao escalar genérico Massa específica do fluido kgm³ σx Desvio padrão Desvio padrão da média θ Ângulo da árvore de manivelas graus θo Ângulo da árvore de manivelas de início da combustão graus ε Rugosidade superficial de duto Aceleração instantânea da árvore de manivelas 1s² Duração de combustão graus x Comprimento de discretização na direção xgraus xviii 1 1 INTRODUÇÃO 11 Motivação para o estudo Os primeiros motores de combustão interna de Otto e Langen na segunda metade do século XIX utilizavamse de gás de carvão e sua eficiência era de aproximadamente 12 Nos dias atuais boa parte dos motores de combustão interna convencionais ciclo Otto e Diesel são propelidos por combustíveis renováveis etanol e biodiesel e apresentam eficiência na faixa de 30 à 45 Recentes avanços tecnológicos na área de motores de combustão interna têm sido motivados por legislação restritiva referente a emissões de poluentes A utilização de biocombustíveis os quais podem ser uma parte da solução para redução de emissão de poluentes em motores de combustão interna ganhou força no Brasil na década de setenta devido a fatores econômicos relacionados à primeira crise mundial do petróleo A crise fez com que o Brasil implementasse o PROÁLCOOL e se tornasse pioneiro na utilização de etanol combustível Um efeito adicional a implementação do programa foi a redução de 11 do total de CO2 em relação àquilo que seria produzido caso a utilização do etanol não fosse incentivada frente aos combustíveis fósseis desde o ano de 1975 até 2000 Szklo et al 2005 Além disso significativo aumento de demanda energética nas últimas décadas e previsões de crescimento de demanda para as próximas levarão à necessidade de ainda maior diversificação da matriz energética brasileira Nesse contexto a produção e utilização de fontes de energia renováveis de maneiras eficientes tornamse prérequisitos para garantia de desenvolvimento econômico Tolmasquim et al 2007 Bronzatti e Neto 2008 Assim o etanol apresentase como uma opção de energia renovável a ser explorada na utilização em motores de combustão interna O etanol ou álcool etílico de fórmula química C2H5OH é uma substância orgânica basicamente obtida através de três processos fermentação de carboidratos hidratação do etileno e redução do acetaldeído No Brasil o principal processo de produção é a fermentação do açúcar de cana Em outros países quando esse método é utilizado beterraba milho arroz e mandioca são exemplos de matériasprimas A utilização do etanol se dá principalmente em bebidas alcoólicas como combustível e na indústria farmacêutica na produção de loções perfumes etc 2 Poucos estudos são encontrados na literatura abordando a utilização de etanol super hidratado em motores de combustão interna Otto mistura etanolágua em proporções volumétricas menores que 9 para 1 Assim este trabalho concentrase na avaliação computacional e experimental da influência da concentração de água em etanol no desempenho de um motor ciclo Otto O estudo experimental da influência da concentração de água em motores ciclo Otto apresenta vários desafios Podemse citar a escolha de um motor adequado para a utilização de etanol o emprego de um sistema de injeção de combustível que permita a variação do conteúdo de água mantendo a mistura arcombustível em níveis estequiométricos medição da vazão de ar e de combustível medição das pressões no cilindro no coletor de admissão e no coletor de exaustão instalação do motor em um mecanismo de frenagem que possua controle de carga entre outros que serão discutidos no decorrer do trabalho A análise computacional do presente trabalho utiliza de código comercial de dinâmica de gases unidimensional específico para motores de combustão interna GTPower com o qual são analisados os parâmetros indicados de funcionamento do motor Modelos de dinâmica de gases baseados em metodologia de Volumes Finitos unidimensional são associados a modelos empíricos para simulação dos sistemas constituintes do motor Entre os principais desafios encontrados podese citar a obtenção de dados confiáveis para a alimentação do software Para esse fim um estudo das incertezas de medições experimentais é desenvolvido para análise de discrepâncias entre dados simulados e experimentais e validação da metodologia computacional 12 Objetivos e Organização do Trabalho O objetivo principal do trabalho é a avaliação da influência do conteúdo volumétrico de água no etanol combustível no desempenho de um motor de combustão interna ciclo Otto através de procedimentos experimentais e computacionais Objetivos secundários devem ser atingidos para a realização do trabalho como obtenção dos dados de entrada para o modelo computacional instrumentação do motor ciclo Otto objeto de estudo tratamento dos dados de combustão adquiridos do procedimento experimental e validação da metodologia computacional O presente capítulo apresenta uma breve discussão sobre o tema em questão os objetivos do trabalho e sua organização 3 No Capítulo 2 é apresentada a revisão bibliográfica sobre os temas relacionados ao trabalho São também abordados estudos sobre a viabilidade na utilização do etanol super hidratado características de combustão de combustíveis hidratados aplicações de combustíveis superhidratados em motores de combustão interna O Capítulo 3 concentrase em apresentar a solução numérica aplicada bem como a base da modelagem matemática abordando o método dos volumes finitos e o equacionamento empírico utilizado nos diversos modelos do software GTPower No Capítulo 4 são apresentados os materiais e métodos utilizados no trabalho abordando a instrumentação utilizada a maneira como os dados experimentais foram obtidos e tratados e por fim como os testes foram desenvolvidos O Capítulo 5 apresenta o método de criação do modelo computacional no software GTPower argumentando as escolhas de modelagem e de valores para cada parâmetro envolvido Por fim apresenta o resultado de um estudo de refinamento de malha temporal e espacial realizado para o desenvolvimento do presente estudo No Capítulo 6 são apresentados os principais parâmetros de funcionamento do motor abordados no trabalho de forma direta ou indireta o método de cálculo de cada um desses parâmetros tanto para os parâmetros experimentais quanto os provindos da simulação computacional e o método de cálculo das incertezas de medição dos parâmetros experimentais O Capítulo 7 apresenta os resultados do estudo começando pela análise dos resultados experimentais apresentação dos resultados da simulação computacional e validação do modelo e por fim análises dos dados da simulação computacional O Capítulo 8 apresenta a conclusão do trabalho e sugestões de continuidade do presente estudo 4 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA Este capítulo tem como objetivo apresentar o embasamento bibliográfico utilizado na realização deste trabalho referente aos seguintes tópicos benefícios da utilização de etanol superhidratado como combustível entendimento do fenômeno da combustão em motores de ignição por centelha implicações devido à hidratação de combustíveis e aplicações de combustíveis hidratados em motores de combustão interna 21 Etanol superhidratado As etapas de produção do etanol através do processo de fermentação são basicamente constituídas de formação de matériaprima maceração e cozimento fermentação e desidratação No ciclo de vida do etanol os gases de efeito estufa GHG greenhouse gases produzidos durante as etapas de produção e queima são absorvidos durante a etapa de formação de matériaprima Além disso o balanço energético de todo o ciclo de vida é positivo quando comparado aos combustíveis fósseis UNICA 2007 USDA 2007 Foteinis et al 2011 O estudo de Walter et al 2010 voltado à emissão de poluentes GHG para o ciclo de vida completo do etanol demonstra que há um potencial de redução de emissões estimado em 78 para o gasohol brasileiro denominado E25 25 etanol anidro e 75 gasolina e 70 para o E10 10 etanol e 90 gasolina europeu De acordo com a Directive 200930EC The European Parliament and the Council of April 2009 quando comparado com o processo de produção de óleo e gás combustível durante o processo de produção do etanol de cana de açúcar há redução de aproximadamente 71 em emissão de poluentes GHG De acordo com Seabra et al 2010 a conversão bioquímica de materiais lignocelulósicos é um processo promissor que levará à grandes reduções no gasto energético nas etapas de produção do etanol consequentemente reduzindo emissão de poluentes GHG Devido ao vasto território brasileiro posição geográfica recursos hídricos abundantes e índices de radiação solar a canadeaçúcar é uma das matériasprimas de menor custo para produção de bioetanol Além disso a utilização do bioetanol no Brasil já tem mais de 30 anos aumentando a vantagem competitiva do bioetanol de canadeaçúcar frente à bioetanol de outras fontes e combustíveis fósseis 5 Os métodos mais comuns de produção de etanol são basicamente compostos pelas seguintes fases formação da matériaprima plantas moagem e cozimento fermentação destilação e desidratação Antes do processo de destilação após a fermentação o conteúdo volumétrico de etanol em água pode variar de 6 até 12 Ladisch e Dick 1979 Posteriormente empregando destilação podemse alcançar proporções volumétricas de etanol em água de até 95 limite azeotrópico da mistura Para obter etanol em água em frações maiores que 95 empregase desidratação através de processos químicos O custo energético para obtenção de concentrações de etanol em água acima de 80 cresce em proporções exponenciais Como demonstrado por MartinezFrias et al 2007 apresentado na Figura 21 Figura 21 Energia gasta na destilação em relação ao LHV do etanol MartinezFrias et al 2007 Mack et al 2009 demonstram em seus trabalhos que a utilização de etanol super hidratado 65 etanol e 35 água pode reduzir os custos energéticos de certas etapas de produção de 37 para o etanol anidro para 3 conforme a Figura 22 A figura apresenta o consumo energético em todas as fases de produção do etanol em percentual do poder calorífico do etanol de milho O que sobra ao final de todos os processos é o ganho líquido de energia 6 Figura 22 Comparação do balanço de energia líquido para etanol anidro e etanol com 35 de água em volume Mack et al 2009 O trabalho de Salla et al 2009 apresenta a energia consumida em todos os estágios da produção de etanol da cana de açúcar A Figura 23 apresenta o percentual do poder calorífico gasto em cada etapa de produção do etanol anidro de canadeaçúcar Dessa maneira caso tecnicamente viável seria de grande interesse a utilização de etanol com índices de hidratação superiores aos atuais em motores de combustão interna tanto no mercado de geração de energia quanto no setor automotivo 7 Figura 23 Gasto percentual das etapas de produção de etanol de canadeaçúcar Adaptado de Salla et al 2009 22 Combustão em motores de ignição por centelha Em motores de ignição por centelha com sistema de injeção de combustível no coletor de admissão a mistura arcombustível prémisturada é introduzida no cilindro durante a fase de admissão Há diluição dos gases residuais presentes na câmara de combustão até o momento do fechamento da válvula de admissão Iniciase a fase de compressão e pouco antes do final dessa fase próximo ao ponto morto superior é gerada uma centelha pela vela de ignição A partir da centelha é propagada uma frente de chama que avança pela câmara de combustão e por fim encontra as paredes da câmara cilindro e pistão Heywood 1988 O processo de combustão pode ser caracterizado por uma função de queima da carga do cilindro associada à taxa de conversão da mistura arcombustível em produtos de combustão caracterizando assim uma taxa de liberação de calor Podese determinar a taxa de combustão a partir de dados experimentais de pressão do cilindro calculando a quantidade de calor necessária para produzir determinado nível de variação de pressão Tratando a carga do cilindro como uma mistura de produtos e reagentes totalmente misturados e aplicando a primeira lei da termodinâmica temse Stone 1999 21 22 8 23 24 onde Qt é o calor liberado pela combustão Qw é o calor transferido para as paredes do cilindro U é a energia interna do fluido e W o trabalho de fronteira Combinando as equações e derivando em função do tempo temse 25 onde é a razão de calores específicos Dessa maneira se pode calcular a taxa de liberação de calor líquida a partir dos dados de pressão do cilindro Pela integração da equação 25 obtémse a função de liberação de calor normalizada da qual é possível obter a função de massa queimada normalizada A Figura 24 apresenta curvas características de fração de massa queimada do indolene combustível padrão de testes veicular para várias razões de equivalência combustívelar As curvas em forma de S apresentadas pela Figura 24 podem ser caracterizadas através de uma função de Wiebe que representa bem a evolução da fração de massa queimada no tempo Heywood 1988 conforme a equação a seguir 26 onde é a fração de massa queimada θ é o ângulo do eixo de manivelas θo é o ângulo do eixo de manivelas de início da combustão Δθ é a duração total da combustão e a e m são coeficientes ajustados de acordo com os dados experimentais A variação dos coeficientes a e m modificam o perfil da curva Valores usuais da literatura para motores Otto de ignição por centelha para os valores dos termos a e m são 5 e 2 respectivamente É importante salientar que a utilização da função de Wiebe em modelos computacionais constituise em uma imposição da taxa de queima não caracterizando um modelo preditivo de combustão 9 Figura 24 Fração de massa queimada em função do ângulo do eixo de manivelas para diferentes razões de equivalência combustívelar para o combustível Indolene adaptado de Heywood 1988 Conceitos de alternativas de câmaras de combustão para possibilitar a combustão em determinadas condições particulares são apresentados na literatura Entre eles o conceito de FlameJet Ignition o qual é muito semelhante ao sistema utilizado no presente trabalho Nesse conceito a ignição se dá em uma précâmara separada da câmara de combustão principal através de uma centelha de ignição convencional A chama se propaga em forma de jato através de um orifício de conexão penetrando na câmara principal e promovendo a propagação da frente de chama na carga não queimada A função principal desse conceito é propiciar a ignição de misturas extremamente pobres ou diluídas O conceito utilizado nesse trabalho se assemelha ao apresentado na Figura 25 Nesse conceito a função da précâmara é aumentar a taxa de crescimento da chama logo depois da centelha Esse fenômeno é propiciado devido à centelha acontecer em uma região de maior turbulência em comparação à câmara principal O posicionamento da vela de ignição e as características do escoamento dentro da précâmara são fatores de relevância Um problema desse sistema é que na fase de lavagem entre os ciclos a précâmara nunca é totalmente evacuada resultando em maiores frações de gases residuais Heywood 1988 10 Figura 25 Representação de uma précâmara de geração de turbulência Heywood 1988 A velocidade de propagação de uma chama depende das propriedades da mistura ar combustível assim como a pressão temperatura e condições de escoamento Lenz 1992 De acordo com Heywood 1988 a velocidade de chama laminar pode ser definida como a velocidade normal a propagação da frente de chama com a qual os gases não queimados são englobados e se transformam em produtos de combustão em situação de escoamento laminar Turns 2000 descreve uma correlação para velocidade de chama laminar apresentada por Metghalchi e Keck 1982 a qual cobre faixas de temperatura e pressão típicas em motores de combustão interna 27 onde SL e SLref são a velocidade de chama laminar e a velocidade de chama laminar no estado de referência Turef e pref respectivamente Os termos exponenciais γ e β são funções da razão de equivalência e Ydil é a fração mássica de diluente EGR exhaust gas recirculation EisadehFar et al 2011 avaliaram a velocidade de chama laminar do etanol para diferentes misturas de aretanolEDG extra diluent gases em uma câmara de combustão esférica Em relação à razão de equivalência aretanol quanto maior o empobrecimento da mistura maiores as velocidades de chama laminar O aumento de EDG reduz consideravelmente a velocidade de chama laminar efeito atribuído às menores temperaturas 11 na área da chama Já Koda et al 1982 estudaram as implicações na combustão provenientes da adição de água ao metanol A combustão foi desenvolvida em um vaso de volume constante As velocidades de queima são altamente reduzidas quando o percentual molar de água na mistura armetanolágua aumenta de 0 até 20 Parag e Raghavan 2009 estudaram o comportamento da combustão em uma esfera porosa em regime permanente relacionado à utilização de etanol com níveis de hidratação de até 15 Com a adição de água a taxa mássica de queima luminosidade e comprimento da chama diminuíram Mazas et al 2011 investigaram os efeitos da adição de vapor de água na velocidade de queima laminar de chamas de metano enriquecidas com oxigênio A velocidade de chama laminar é reduzida quase que linearmente com a adição de água Dessa maneira podese esperar que a combustão de etanol com níveis de hidratação elevados em motores de combustão interna tenha sua duração aumentada e velocidades de queima reduzidas 23 Utilização de etanol em motores de ignição por centelha Atualmente no Brasil o etanol combustível é disponível ao consumidor de duas formas UNICA 2007 Etanol hidratado possui 5 em volume de água vendido diretamente nos postos de combustível Etanol anidro possui 05 em volume de água misturado à gasolina A gasolina pura em proporções que variam de 20 a 25 dando origem a gasolina C Quando comparado com a gasolina o etanol possui maior número de octanas maiores limites de inflamabilidade maiores velocidades de chama e maior calor de vaporização Essas propriedades permitem operar com maiores razões de compressão menores durações de combustão e operação em regimes maios pobres o que leva a vantagens em eficiência de conversão de energia sobre a gasolina em motores de combustão interna Algumas desvantagens em relação à gasolina são a menor massa específica de energia maior corrosão menor pressão de vapor miscibilidade total com água e emissão de aldeídos MacLean e Lave 2003 Os maiores limites de inflamabilidade do etanol 040 λ 190 Lenz 1990 levam a opções vantajosas quando comparado com a gasolina na utilização como combustível em motores de combustão interna onde λ é a razão de excesso de ar definida como a razão entre as relações arcombustível instantânea e estequiométrica Maior limite de operação em 12 condição rica gera maior possibilidade de geração de potência Por outro lado maior limite de operação em condição pobre λ 1 leva a aumento de eficiência O maior calor latente de vaporização do etanol 904 kJkg contra 350 kJkg da gasolina quando utilizado em sistema de injeção do tipo PFI Port Fuel Injection reduz a temperatura do ar de admissão podendo gerar aumento de eficiência volumétrica do motor de combustão interna Jeuland et al 2004 Por outro lado em alguns casos essa propriedade propicia a entrada de etanol no estado líquido na câmara de combustão o qual pode gerar contaminação do óleo lubrificante e aumento de emissões poluentes Pana et al 2007 apresentam dados mostrando redução de aproximadamente 10 na transferência de calor para o sistema de arrefecimento do motor devido à menores temperaturas atingidas durante o ciclo de combustão quando comparado ao motor operando em gasolina Além disso consequente redução de NOx é atingida e maiores razões de compressão podem ser empregadas Outra importante característica do etanol discutida por Breaux 2009 é a relação estequiométrica mássica arcombustível de 91 para o etanol contra 1471 da gasolina Isso implica em menores quantidades de ar para combustão completa do etanol quando comparado com a gasolina Assim maiores quantidades de etanol podem ser fornecidas ao sistema para a mesma quantidade de ar Como o etanol possui maior calor latente de vaporização o efeito de resfriamento da carga na entrada do cilindro aumenta a eficiência volumétrica do sistema Esse efeito em cadeia leva a possibilidade do etanol gerar maior potência com mais eficiência para um mesmo motor de combustão interna quando comparado com a gasolina 24 Utilização de combustíveis com altos teores de água em motores de combustão interna A utilização prática da adição de água em motores de combustão interna já vem sendo explorada desde o início do século XX conforme descrito por Dryer 1977 Melton Jr et al 1975 discutiram a utilização de injeção direta de água no cilindro de um motor CI ignição por compressão do inglês Compression Ignition de veículos militares para fins de arrefecimento Foi possível alcançar melhores valores de BSFC Brake Specific Fuel Consumption redução na emissão de NOx e aumento de emissões de HC e CO além do efeito de resfriamento provocado pela água 13 Posteriormente Dryer 1977 e Greeves et al 1977 em dois trabalhos complementares continuavam a discussão relacionada à utilização de combustíveis com altos percentuais de água tanto em motores SI Spark Ignition quanto CI São descritos comportamentos de redução das temperaturas do ciclo resultando em efeitos na cinética química de combustão que reduzem velocidade de propagação da chama e aumentam o poder antidetonante da carga Em motores CI a utilização de emulsões mistura de diesel e água apresenta vantagens na atomização devido ao fenômeno de microexplosões que acabam por aumentar a superfície de evaporação gerando melhores condições de mistura taxas de queimas mais rápidas redução de material particulado e NOx Por fim a utilização de combustíveis superhidratados em motores SI carburados não traria vantagens na época mas esperavase que em um futuro próximo com avanços em injeção eletrônica as características de superhidratação poderiam ser mais bem exploradas Harrington 1982 estudou os efeitos da injeção de água no coletor de admissão de um motor Waukesha CFR com razão de compressão variável tanto no estado líquido quanto vapor Em comparação à gasolina a mistura gasolinaágua vaporizada em proporção mássica de um para um apresenta menores taxas de queima atrasos de ignição e tempos de combustão mais longos Para a mistura com água no estado líquido as reduções são ainda maiores demonstrando a influência do calor latente de vaporização da água Por outro lado a detonação devido ao avanço de ignição é reduzida A potência à razão estequiométrica constante foi reduzida assim como a eficiência volumétrica enquanto os consumos de combustível e de energia aumentam Tsao e Wang 1984 investigaram a utilização de água e gasolina em emulsão em um motor de ignição por centelha com injeção de combustível por carburador monocilíndrico de 0375 litros com câmara de combustão em L e razão de compressão de 751 A quantidade de água variou de 0 a 15 de conteúdo volumétrico com funcionamento regular Com o aumento da concentração de água houve economia de combustível sendo que para 10 de água em volume de mistura houve o melhor resultado Emissões de óxidos de nitrogênio e monóxido de carbono foram substancialmente reduzidas enquanto as emissões de HC aumentaram Devido à adição de água a temperatura do processo de combustão diminui resultando em qualidade antidetonante para a mistura Nenhuma referência é feita em relação ao controle da equivalência entre arcombustível 14 A influência da injeção de água no coletor de admissão e no tempo de ignição nos processos de combustão em um motor Volvo seis cilindros 16L modificado para operar em apenas um cilindro operando em regime HCCI alimentado com isooctano etanol e gás natural foi discutida por Christensen e Johansson 1999 A razão de compressão utilizada foi de 181 O ar de admissão foi aquecido para alcançar condição de autoignição e testes foram conduzidos tanto com a utilização de turbocompressor quanto em regime naturalmente aspirado Devido à ocorrência de detonação quando há taxas elevadas de queima da mistura arcombustível motores rodando em regime HCCI tendem a utilizar grande diluição da carga eou trabalhar em regimes pobres limitando assim a potência A utilização da injeção de água aumentou o limite de geração de potência sem detonação pela redução da temperatura da carga dentro do cilindro apresentando consequentemente menores valores máximos de pressão durante a combustão Por outro lado houve expressivo aumento de emissões de HC e CO devido à menor eficiência de combustão com o aumento do conteúdo de água Neste trabalho houve aumento da eficiência indicada com o aumento do conteúdo de água nos ensaios com isooctano e gás natural quando o motor era naturalmente aspirado e nos ensaios com etanol e gás natural quando foi utilizado um turbocompressor Estudos foram conduzidos em uma parceira entre a universidade de Idaho e a RAI AutomotiveResources Inc relacionados à utilização de ignitores catalíticos para uso de etanol com conteúdo volumétrico de 30 de água Beyerlein et al 2001 Cordon et al 2002 Para isso um motor três cilindros 0998L originalmente alimentado a diesel foi modificado para operar com etanol superhidratado em condições de mistura pobre λ167 Os injetores de diesel foram substituídos por ignitores catalíticos e foi instalado um sistema de alimentação de combustível controlado por injeção eletrônica O ignitor catalítico foi instalado em uma précâmara Como o combustível é alimentado no sistema de admissão a mistura dentro da précâmara é homogênea porém a ignição ainda se dá devido à compressão caracterizando operação HCCI Por outro lado a combustão se propaga a partir da précâmara com características de ignição por tocha Devido à utilização do conversor catalítico a energia de ativação para o início das reações de combustão se dá a temperaturas mais baixas que em condições normais e não é necessário aquecimento do ar de admissão Testes foram realizados comparando emissões e eficiência do motor a diesel original e com o sistema modificado Houve redução considerável de CO e NOx o último atribuído a menores temperaturas durante o processo de combustão devido à presença de água As emissões de HC 15 aumentaram devido à extinção da chama Em geral nos vários testes feitos houve aumento de eficiência indicada Kaneko et al 2002 realizaram testes em um motor monocilindrico de 168L com razão de compressão de 181 operando em regime PCCI premixed charge compression ignition operando a diesel e nafta leve injetados no coletor de admissão e injeção direta de água na câmara de combustão Com a adesão do diesel às paredes do cilindro causando contaminação do óleo lubrificante e maiores índices de emissão de HC a escolha do combustível nafta leve se deu devido a sua alta volatilidade e resistência suficiente à auto ignição Porém a operação com nafta leve é limitada a detonação A injeção direta de água na câmara de combustão com percentual mássico em relação ao combustível variando de zero até 300 foi utilizada para estudar o controle de detonação controle do tempo de ignição e aumento da faixa de operação maiores cargas na utilização de nafta leve em condições de mistura pobre λ 27 λ 40 e λ 52 Foi possível aumentar o regime de carga do motor pelo controle do tempo de ignição e supressão de detonação devido à injeção direta de água na câmara de combustão Foi concluído que o ângulo de início de injeção de água deve coincidir com a temperatura dos gases dentro do cilindro equivalente ao ponto de ebulição da água para que esta não molhe as paredes do cilindro e contamine o óleo combustível Houve aumento do consumo específico de energia indicado com o aumento da quantidade de água injetada redução de eficiência de combustão e aumento de emissões de HC e CO Por outro lado menores gradientes de pressão são atingidos suprimindo detonação Dessa maneira um compromisso entre quantidade de água mínima para evitar detonação e manter a combustão em faixa de maior eficiência deve ser respeitado No estudo de Brewster et al 2007 um motor de ignição por centelha com sistema de injeção direta assistida a ar e turboalimentado foi objeto de estudo para a utilização de etanol puro e com água em 3 níveis de hidratação 65 13 e 20 de conteúdo mássico de água Foram efetuados testes avaliando ponto de ignição efeito de carga e efeitos de velocidade de queima Foi demonstrado que para um mesmo valor de lambda utilizado valor estequiométrico a variação do ponto de ignição leva à redução de torque quando fora do MBT mínimo avanço de ignição para alcançar o máximo torque de eixo minimum spark advance for maximum brake torque Com o aumento do percentual de água e variandose o ponto para longe do MBT a taxa de queima foi reduzida devido ao maior atraso no início da combustão causando redução de torque e eficiência de conversão de energia do motor Há 16 gradativo aumento da temperatura dos gases de escape devido à maior duração da combustão Emissões de HC aumentam devido ao mecanismo de extinção da chama enquanto emissões de NOx são reduzidas devido a menores picos de temperatura com a adição de água Em MBT há redução de EGT do inglês Exhaust Gas Temperature devido a maior capacidade calorífica da carga e também maior calor de vaporização Por fim há redução da temperatura máxima dos gases do cilindro que associada à redução dos gradientes de pressão demonstram o potencial antidetonante da adição de água apresentando oportunidade de maiores razões de compressão e extensão do regime de operação do turbocompressor Os autores ainda consideram que durabilidade do sistema lubrificação capacidade de ignição a frio e capacidade do tanque de combustível devem ser analisadas Mack et al 2009 avaliaram os efeitos da utilização de etanol com percentuais de hidratação variando de 0 até 60 em percentual volumétrico em um motor quatro cilindros Volskwagen 19L e razão de compressão de 171 com injeção no coletor de admissão operando em regime HCCI e λ 357 O aquecimento do ar de admissão através de resistência elétrica foi utilizado para controlar o início de ignição e evaporar completamente a mistura etanolágua antes de entrar no cilindro Combustão incompleta e alta temperatura necessária para ignição limitaram a operação em maior hidratação 60 de água A liberação de calor total diminuiu com a adição de água assim como o pico de pressão embora a taxa de liberação de calor se manteve relativamente constante O fator limitante para o aumento de potência foi o limite de aquecimento da mistura arcombustível Saxena et al 2012 estenderam o trabalho de Mack et al 2009 de maneira a utilizar a recuperação de energia dos gases de escape para o aquecimento dos gases de admissão através de um trocador de calor casco e tubos de fluxo reverso Como apenas um dos quatro cilindros era ligado para a realização do experimento a utilização de turbocompressor foi comprometida Assim foi utilizado um compressor elétrico com reservatório para simular o comportamento do turbocompressor Os percentuais de água em volume chegaram a 20 Foi possível alcançar maiores potências comparando ao estudo anteriormente realizado através do enriquecimento da mistura arcombustível O limite de detonação foi controlado pela temperatura do ar de admissão que tem influência direta no início da combustão Assim foi demonstrado que é possível utilizar etanol com percentual de hidratação de 20 o que diminuiria sensivelmente o dispêndio energético no processo de produção reduzindo 17 notavelmente o custo final do combustível e melhorando o balanço energético do seu ciclo de vida O presente trabalho utiliza o etanol hidratado em diferentes percentuais de hidratação como combustível para um motor Diesel monocilíndrico de 0668 L modificado para operação em ciclo Otto Para propiciar a queima de misturas combustíveis de etanol e água com até 40 de conteúdo volumétrico de água o conceito de FlameJet Ignition é empregado através da substituição do injetor Diesel por uma vela de ignição na précâmara do motor originalmente com injeção de Diesel indireta em précâmara e modificação para injeção de combustível na porta de admissão Com a utilização do conceito FlameJet Ignition pretende se obter condições estáveis de funcionamento do motor para diferentes misturas de etanol e água mantendose a BMEP constante para realizar a análise dos parâmetros de desempenho A simulação computacional através do software de volumes finitos unidimensional dedicado a motores de combustão interna será utilizada para a realização da análise de combustão A simulação será alimentada com as condições de contorno obtidas nos testes experimentais pressões indicadas do cilindro e coletores de admissão e exaustão temperaturas médias e vazões de combustível e ar Pretendese provar que a utilização de etanol com alto percentual de água em motores de combustão interna ciclo Otto é viável do ponto de vista energético e investigar as implicações da água no desempenho do motor e combustão 18 3 SOLUÇÃO NUMÉRICA A utilização de modelagem numérica mais especificamente dinâmica de fluídos computacionais CFD do inglês computational fluid dynamics vem sendo cada vez mais aplicada pela indústria Duas vantagens advindas da utilização da CFD importantes de serem ressaltadas frente à abordagem experimental vastamente apontadas na literatura Veersteg e Malalasekera 1995 Patankar 1980 são a redução de custos temporais e monetários e apresentação de informações completas com grande gama de variáveis campos de velocidade pressão temperatura entre outros dentro de todo o domínio de interesse O funcionamento de um motor de combustão interna envolve diferentes fenômenos físicos os quais devem ser avaliados tanto individualmente quanto em conjunto uma vez que a maioria desses fenômenos são interdependentes Assim para a avaliação por meio numérico dos parâmetros de desempenho de um motor de combustão interna fazse necessária a modelagem dos sistemas de troca eou reação de gases sistemas de admissão e exaustão válvulas câmara de combustão cilindro pistão e mecanismos de sincronia O presente estudo utiliza a modelagem computacional contida na plataforma de softwares GTSuite V73 da empresa Gamma Technologies Para a modelagem de motores de combustão interna foi utilizado o software GTISE V73 Integrated Simulation Environment um ambiente de modelagem específico para motores de combustão interna contendo o pacote de objetos para modelagem de motores GTPower V73 Sistemas compostos por dutos e reservatórios são descritos matematicamente através de modelos unidimensionais os quais resolvem as equações de transporte de quantidade de movimento energia e massa através do método dos volumes finitos Como fechamento modelos fenomenológicos de transferência de calor atrito das partes móveis do motor e combustão são empregados O software utiliza programação em blocos de maneira a simplificar a construção de modelose ao mesmo tempo possibilitando ao usuário criar suas próprias rotinas a partir de objetos A metodologia numérica é detalhada no decorrer do presente capítulo O pósprocessador GTPost V73 é utilizado para visualização dos resultados e geração de tabelas e gráficos apresentados ao longo do trabalho Ambos os softwares fazem parte do pacote GTSuite específico para simulações acústicas e de desempenho de motores de combustão interna 19 31 Modelagem matemática através do método dos volumes finitos O método dos volumes finitos tem como objetivo a solução das equações de conservação da massa quantidade de movimento e energia através integração dessas equações em volumes de controle oriundos da discretização do domínio espacial e temporal Assumindose que o campo de velocidades u e todas as propriedades do escoamento sejam conhecidas a equação da conservação para uma quantidade genérica escalar pode ser descrita como Patankar 1980 31 onde e são respectivamente o coeficiente de difusão e o termo fonte relacionados ao escalar ɸ Integrase essa equação sobre um domínio discretizado por um número finito de volumes de controle e os valores das variáveis são calculados no centro de cada volume Interpolandose os valores nodais obtémse os valores do escalar genérico que está sendo resolvido nas superfícies do volume de controle A Figura 31 apresenta uma malha arbitrária bidimensional onde a espessura da coordenada z é assumida como unitária Figura 31 Volume de controle em malha bidimensional Ferziger e Peric 2002 P é o ponto central do volume de controle N S E e W são os volumes adjacentes n s e e w são as faces do volume de controle e Δx e Δy são as dimensões do volume de controle 20 32 Esquema de discretização temporal Em relação ao esquema de discretização temporal no presente trabalho optouse pelo método explícito Euler de 1a ordem ao invés do implícito De acordo com o GTSuite Flow Theory Manual 2012 o método explícito gera melhores resultados para pulsações de pressão fenômeno de grande importância nos sistemas de admissão e exaustão de motores de combustão interna No método explícito o cálculo das grandezas são baseados nos campos do passo de tempo anterior O cálculo é direto e não necessita de iterações embora o passo de tempo possível seja menor do que o do método implícito Para garantir estabilidade numérica o passo de tempo é automaticamente imposto respeitando a condição de Courant 32 Observase que desta forma o passo de tempo Δt e o menor comprimento de discretização espacial Δx são diretamente relacionados ao tempo de simulação A velocidade do fluido u e a velocidade do som cestão relacionadas às condições e propriedades do fluido O multiplicador de passo de tempo tm pode ser especificado pelo usuário em função das configurações da simulação 33 Discretização espacial Para a modelagem numérica dos sistemas de admissão e exaustão todo o domínio é subdividido em vários dutos retos mais curtos caracterizandose o comprimento e diâmetros de entrada e saída do duto em série os quais são novamente discretizados em menores volumes de controle unidimensionais Os volumes são conectados uns aos outros através de suas fronteiras Assumese que as grandezas escalares sejam uniformes no interior de cada volume Grandezas vetoriais são calculadas nas fronteiras de cada volume A Figura 32 apresenta um esquema de malha de discretização arbitrária utilizada no GTPower Como recomendação GTSuite Flow Theory Manual 2012 para simulação de motores de combustão interna valores de Δx para dutos do sistema admissão devem ser no máximo de 04B diâmetro do pistão do inglês Bore e para dutos do sistema de escape deve ser no máximo 055B A diferença nesta recomendação devese ao fato de que a velocidade do som é altamente afetada pela temperatura Para estudos em que o 21 comportamento das ondas de pressão são importantes fenômenos acústicos ou a velocidade do fluido é muito alta rotações acima de 6000 RPM é recomendado reduzir pela metade o comprimento de discretização utilizado normalmente Figura 32 Esquema de malha 34 Equações governantes de dinâmica dos fluidos computacional São resolvidas as equações da conservação de massa quantidade de movimento e energia em aproximação unidimensional transiente compressível para dutos cilíndricos aqui apresentadas na forma diferencial conforme Heywood 1988 33 34 35 36 onde Massa específica instantânea u Velocidade do fluido 22 e Energia interna específica do fluido p Pressão estática D Diâmetro equivalente A Área da seção transversal hc Coeficiente de troca de calor por convecção Cf Coeficiente de atrito Tf Temperatura do fluido Tp Temperatura da parede Razão de calores específicos m Massa n Número de mols Ru Constante universal dos gases O equacionamento utilizado pelo software GTPower baseiase na formulação apresentada anteriormente com modificações e simplificações A equação da continuidade em uma dimensão pode ser vista como a taxa de variação de massa dentro de um volume de controle sendo igual ao somatório das de massa que entram e saem do volume de controle 37 Onde 38 e os subscritos vc e es representam volume de controle entrada e saída A equação da conservação da energia em um volume de controle pode ser definida como a sua taxa de variação de energia E sendo igual ao somatório das quantidades de energia associadas ao escoamento através de sua fronteira trabalho W e calor Q As trocas de calor referentes à condução nas fronteiras fluidofluido do volume de controle são desprezadas escoamento advectivo puro uma vez que possuem ordem de grandeza muito menor que os outros termos da equação de transferência de calor assim 23 39 310 onde V é o volume do VC Volume de Controle He e Hs entalpias associadas aos fluxos de entrada e saída do VC respectivamente e Asup é a área da superfície do VC Já a equação de conservação da quantidade de movimento pode ser definida como as forças de pressão líquidas somadas às forças de cisalhamento agindo nas superfícies do volume de controle e ao fluxo líquido de quantidade de movimento pela superfície do volume de controle sendo iguais à taxa de variação da quantidade de movimento associado ao volume de controle assim 311 onde os termos das equações são definidos como 312 313 314 O último termo da equação 311 é adicionado de forma a modelar a perda de pressão devida aos efeitos tridimensionais do escoamento como cones curvaturas ou escoamentos secundários Caso não informado pelo usuário esse coeficiente Cpress é calculado através de correlações empíricas cones eou tabelas curvaturas A metodologia de cálculo de Cpress para curvaturas é apresentada por Miller 1990 por ser extensa e não ser utilizada na modelagem do trabalho não será detalhada 24 O coeficiente de transferência de calor por convecção hc é calculado a cada passo de tempo assim como o coeficiente de atrito Cf Duas aproximações para o cálculo do coeficiente de atrito podem ser escolhidas O método adotado no presente trabalho é o Método Simplificado Isto se deve à falta de medições da rugosidade superficial dos dutos dos sistemas de admissão e exaustão Como o Método Melhorado necessita esse valor uma estimativa a partir de tabelas pode gerar discrepâncias em relação à aproximação feita por Colebrook da mesma ordem que a discrepância gerada pelo Método Simplificado O coeficiente de atrito para regime laminar ReD 2000 é dado por 315 e para regime turbulento em tubos lisos ReD 4000 316 Para tubos com rugosidade ε 0 em regime turbulento o valor adotado é o maior entre os citados acima ou o dado pela fórmula de Nikuradse sendo D o diâmetro do duto 317 O fator de atrito para regimes de transição 2000 ReD 4000 é calculado a partir de interpolação linear entre o cálculo do regime laminar e turbulento A relação entre pressão absoluta p e pressão total ou pressão de estagnação po a ser ressaltada é dada por 318 onde M é o número de Mach Muc 25 O algoritmo de cálculo do método explícito para cada passo de tempo calcula a pressão e temperatura da seguinte maneira 1 A resolução da equação da continuidade e energia fornece a massa e energia interna em cada volume de controle 2 Sabendose o volume e a massa em cada volume de controle calculase a energia interna e massa específica para cada espécie química 3 As equações de estado de cada espécie definem energia interna e massa específica em função da temperatura e pressão São executadas iterações em pressão e temperatura pelas equações de estado de maneira a satisfazer a massa e energia já calculadas nesse passo de tempo 35 Modelagem do cilindro O cálculo do estado termodinâmico do cilindro é baseado em análise via primeira lei da termodinâmica Esta análise é realizada de acordo com a fase de funcionamento do motor Durante as etapas de admissão compressão e exaustão o cilindro é considerado um volume de controle e durante a fase de combustão ou enquanto as válvulas estiverem fechadas o cilindro é tratado como um sistema termodinâmico Aplicando a primeira lei a um volume de controle obtémse a equação generalizada utilizada durante as fases de admissão compressão e exaustão conforme AVL 2011a 319 320 onde Qw Calor perdido para as paredes mc Massa de carga dentro do cilindro mev Massa de combustível evaporada f Fração do calor latente de evaporação transferido pela carga do cilindro qev Calor latente de evaporação 26 h Entalpia i Referese à admissão inlet e Referese à exaustão exhaust A massa que escoa pelas válvulas de admissão e exaustão é calculada pela equação do escoamento isentrópico compressível através de uma restrição com a aplicação de um coeficiente de descarga experimental formulação descrita a seguir na seção Modelagem de orifícios válvulas do cilindro e válvulas borboleta Como a injeção de combustível é feita na porta de admissão hipóteses simplificativas são assumidas a mistura dentro do cilindro é homogênea como conseqüência a relação de massas de ar e combustível AF é constante durante a combustão a pressão dentro cilindro também é constante em todos os pontos em um dado passo de tempo No início da combustão ou momento da centelha em motores ciclo Otto o cilindro é dividido em duas zonas zona de gases queimados e zona de gases não queimados Inicialmente todo o volume do cilindro faz parte da zona não queimada A cada passo de tempo a massa de mistura arcombustível que passa pelo processo de combustão é transferida da zona não queimada para a zona queimada Essa quantidade é determinada pela taxa de queima descrita pelo modelo de combustão Após a transferência de massa da zona não queimada para a zona queimada a massa de reagentes transformase em produtos de combustão e é realizado um cálculo de equilíbrio químico através da hipótese de equilíbrio termodinâmico para toda a zona queimada A composição da zona não queimada é mantida constante durante todo o ciclo de combustão O equilíbrio químico da zona queimada é extremamente dependente da temperatura e em menor grau da pressão Por definição o equilíbrio químico é alcançado quando a variação da função de Gibbs para as frações molares das espécies químicas presentes na mistura é igual a zero ou seja 27 321 322 A nova composição da zona queimada é obtida através de um mecanismo de cinética química de sete reações hipotéticas não redundantes apresentado por Olikagara e Borman 1975 o qual pode ser usado para qualquer combustível formado pelos elementos CHON A equação de combustão generalizada para qualquer combustível pode ser expressa por 323 onde n m l e k são o número de átomos de carbono C hidrogênio H oxigênio O e nitrogênio respectivamente presentes na molécula de combustível x1 até x12 são as frações molares das espécies dos produtos da combustão x13 representa o número de moles de combustível que gera um mol de produtos e Ar representa o elemento químico argônio Para obtenção do equilíbrio químico dos produtos de combustão a determinada pressão p e temperatura as frações molares podem ser encontradas através do critério de equilíbrio resolvendose as constantes de equilíbrio para 7 novas reações hipotéticas nãoredundantes Reação Constante de equilíbrio 324 325 326 327 28 328 329 330 As frações molares x4 x6 x8 e x11 podem ser achadas através de rearranjos das funções de equilíbrio inserindose relações de balanço atômico resultante da equação generalizada da combustão As constantes de equilíbrio kn de cada reação são fornecidas por interpolação de Tabelas Termoquímicas JANAF Assim conhecendose a composição química energia interna de cada espécie química é calculada e também a energia interna total de cada zona Por fim obtémse a pressão e temperatura de cada zona pela solução das equações de conservação de energia para cada zona Zona nãoqueimada 331 Zona queimada 332 onde e representam respectivamente o calor transferido para as paredes da câmara de combustão da zona queimada burned e da zona não queimada unburned Os subscritos a e F denotam ar air e combustível Fuel Os termos do lado direito das equações representam o trabalho transferência de calor para as paredes e transferência de entalpia de uma zona para a outra É importante ainda definir que a variação do volume em um determinado passo de tempo durante a combustão é igual à soma das variações de volume das zonas queimadas e não queimadas A pressão ao longo das iterações é calculada a partir do somatório das pressões parciais dos gases utilizandose a lei dos gases ideais 29 36 Cálculo da taxa de queima a partir da pressão instantânea do cilindro O cálculo da taxa de queima a partir de dados de pressão medidos no cilindro é referenciado como cálculo ou análise devido ao fato de que os dados de entrada e saída são opostos em relação aos utilizados na simulação convencional Enquanto na simulação normal a pressão no cilindro é calculada a partir de uma taxa de queima no cálculo reverso o contrário é realizado O equacionamento para o cálculo reverso é idêntico ao equacionamento para o cálculo convencional adotando a mesma metodologia de separação da combustão em duas zonas O método utilizado neste trabalho para calcular a taxa de queima é chamado de cálculo de taxa de queima da análise de três pressões TPA do inglês Three Pressure Analysis Burn Rate Calculation Foi realizada a análise em regime permanente da média das pressões instantâneas de um determinado número de ciclos medidas nos coletores de admissão e de exaustão e também no cilindro A metodologia da simulação segue os seguintes passos 1 No primeiro ciclo uma taxa de combustão arbitrária é imposta e não é feita nenhuma análise de combustão 2 A partir do segundo ciclo no início da fase de combustão a simulação é parada e a taxa de queima aparente é calculada utilizandose das condições do fluido preso no cilindro naquele momento e a transferência de calor dos ciclos anteriores 3 A simulação continua e a taxa de queima calculada é imposta e simulada durante o ciclo de combustão 4 A simulação continua até que os critérios de convergência para alcançar o regime permanente de funcionamento do motor sejam satisfeitos O maior benefício desta abordagem é que todas as quantidades presas no interior do cilindro são preditas pela simulação incluindo as frações de gases residuais Para que essas quantidades sejam corretas as pressões instantâneas do coletor de admissão e exaustão são impostas como condição de contorno Essa abordagem é recomendada em casos de carga parcial onde é difícil estimar a quantidade de residuais e eficiência volumétrica O maior benefício desta abordagem é que todas as quantidades de massa presas dentro do cilindro são preditas pela simulação incluindo as frações de gases residuais Para que essas 30 quantidades sejam corretas as pressões instantâneas do coletor de admissão e exaustão são impostas como condição de contorno Essa abordagem é recomendada em casos de carga parcial onde é difícil estimar a quantidade de gases residuais e a eficiência volumétrica do ciclo Os dados adicionais necessários para a simulação via modelo TPA como já descrito são as pressões instantâneas dos coletores de admissão e exaustão e pressão do cilindro referenciadas ao ângulo do eixo de manivelas além da temperatura média da mistura na admissão e dos gases de exaustão 37 Correlação de Woschni para transferência de calor Modelos fenomenológicos de transferência de calor são largamente utilizados para estimar o coeficiente de transferência de calor por convecção hf no interior de cilindros de motores de combustão interna Esses modelos são globais de modo que não resolvem a transferência de calor de maneira local O modelo de transferência de calor proposto por Annand apud Heywood 1988 é baseado em dados experimentais Relaciona o número de Nusselt Nu à velocidade média do pistão massa específica e viscosidade da carga avaliadas à temperatura média da carga e diâmetro do cilindro B ajustadas por constantes experimentais a e b 333 O modelo de transferência de calor proposto por Woschni 1975 relaciona o Nu à pressão do ciclo de combustão p e do ciclo motorizado pm velocidade w e temperatura T média dos gases e diâmetro do cilindro B ajustadas por constantes experimentais C C1 C2 e m que variam de acordo com o período do ciclo e características de fluxo do motor 334 335 31 onde Vd é o volume deslocado pr Vr e Tr são respectivamente a pressão o volume e a temperatura no momento de fechamento da válvula de admissão C1 e C2 variam de acordo com período do ciclo e características de swirl movimento axial dos gases como se fossem um corpo rígido em rotação ao redor do eixo axial do cilindro 38 Propriedades dos fluidos Para a modelagem dos fluidos no GTPower objetos de referência são disponibilizados contendo a composição geral do fluido na forma CaHbOcNdSeArf onde C Átomo de carbono H Átomo de hidrogênio O Átomo de oxigênio N Átomo de nitrogênio S Átomo de enxofre Ar Átomo de argônio a Número de átomos de carbono b Número de átomos de hidrogênio c Número de átomos de oxigênio d Número de átomos de nitrogênio e Número de átomos de enxofre f Número de átomos de argônio esta maneira possibilita a descrição e participação desses gases nas reações químicas Informações sobre temperaturas críticas e pressões entalpia e propriedades de transporte são fornecidas pelos objetos Apenas espécies químicas do tipo FluidGas participam das reações químicas Líquidos incompressíveis são modelados a partir do objeto de referência FluidLiqIncompress Esses objetos sempre são associados a algum FluidGas para representar as propriedades do fluido 32 caso haja evaporação FluidLiqIncompress e FluidGas constituem as espécies básicas de uma simulação Outros objetos de referência do tipo FluidMixture são apresentados Esses objetos são usados para definir misturas de fluidos como o ar Outra maneira de combinar diferentes fluidos é através do objeto FluidMixtureCombined Esse objeto interpola as propriedades dos fluidos gerando uma nova espécie de fluido do tipo FluidLiqIncompress caso seja mistura de líquidos ou FluidGas para misturas de gases Um objeto de referência para tratar a fase vaporizada é criado quando o fluido estiver em fase líquida Por fim após os gases terem passado por alguma reação química são convertidos em FluidMixtureBurned O software separa as espécies químicas em três categorias de acordo com o esquema da Figura 33 Figura 33 Esquema de identificação das espécies no software GTPower 33 Durante a simulação todas as espécies básicas e produtos de combustão são monitorados em cada volume de controle No total treze produtos de combustão são monitorados CO2 H2O N2 O2 CO H2 H O OH NO N Ar e SO2 Essas espécies de produtos de combustão são préprogramadas nos moldes de FluidGas e não é necessário inserir objetos de referência para as mesmas 39 Modelagem de dutos retos Dutos retos são os elementos básicos constituintes dos sistemas de admissão e exaustão No presente trabalho através da conexão de vários desses componentes tais sistemas são construídos Os principais parâmetros a serem especificados são o diâmetro de entrada e de saída o comprimento total do duto e seu o comprimento de discretização a temperatura de parede no caso imposta rugosidade superficial estado inicial composição dos gases temperatura e pressão agrupados em um objeto e um objeto para calcular temperatura de parede caso não utilizado no presente trabalho onde é utilizada a temperatura da parede imposta pelo usuário Além disso como parâmetros opcionais podem ser inseridos multiplicadores para coeficiente de atrito transferência de calor paredesgás perda de pressão no sentido normal e reverso do fluxo Os multiplicadores agem diretamente nas equações de conservação da quantidade de movimento e energia Geralmente os multiplicadores para o coeficiente de atrito e transferência de calor são mantidos constantes e iguais a um Aos coeficientes de perda de pressão devida à geometria é atribuído o valor def default ativando o cálculo automático desses parâmetros para cones e quando a curvatura do duto for indicada não utilizado no trabalho Por fim o usuário possui a opção de inserir modelos próprios para atrito e transferência de calor também não foi utilizado no trabalho 310 Modelagem de orifícios válvulas do cilindro e válvula borboleta No software GTPower a conexão entre elementos que permitem escoamento interno do tipo dutos é feita através de componentes chamados orifícios objeto de conexão OrificeConn Esses componentes modelam restrições entre dutos através de um diâmetro característico e coeficientes de descarga Cd nos dois sentidos do escoamento Dessa forma ao utilizar um diâmetro de orifício menor do que os diâmetros dos dutos conectados se pode 34 calcular a perda de carga A seguinte formulação é utilizada para cálculo da área efetiva Aeff ao qual o escoamento de gases é submetido 336 337 338 onde Massa específica no orifício Área de referência Velocidade na condição de escoamento isentrópico Massa específica de estagnação isentrópica To Temperatura de estagnação isentrópica R Constante do gás Par Razão das pressões absolutas pressão estática na saídapressão total na entrada Caso o escoamento alcance a condição de bocal bloqueado sonicamente a velocidade é restringida a este limite Para ocorrência de bocal bloqueado a seguinte condição deve ser atendida 339 ou em termos de massa específica 340 341 A modelagem das válvulas se dá a partir do objeto ValveCamConn Os parâmetros principais de entrada para válvulas são o diâmetro de referência folga da válvula ângulo do 35 comando de válvulas para início da abertura Opcionalmente vários multiplicadores podem ser inseridos onde os valores padrão do software são utilizados O objeto calcula a vazão mássica a partir da mesma formulação utilizada para orifícios porém utiliza um mapa de abertura da válvula em função do ângulo do eixo de manivelas θ e duas tabelas relacionando valores de Cd em função da abertura de válvula normalizada ld onde l é a abertura de válvula do inglês lift e d é o diâmetro de referência da válvula Uma tabela referente ao escoamento na direção normal da válvula do sistema de admissão para o cilindro nas válvulas de admissão e do cilindro para o coletor de escapamento nas válvulas de escape e outra tabela para o escoamento reverso do cilindro para o sistema de admissão nas válvulas de admissão e do coletor de escapamento para o cilindro nas válvulas de escape Os valores de Cd são característicos de cada conjunto válvulacede de válvulaporta e são obtidos a partir de ensaios experimentais em bancada de fluxo O procedimento experimental para a determinação do Cd é demonstrado nos capítulos a seguir Tabelas de lift x θ e Cd x ld são apresentadas nos apêndices Opcionalmente há opção de inserir tabelas de swirl e tumble rotação do escoamento em movimento como corpo rígido ao redor de um eixo perpendicular ao eixo axial do cilindro em função de ld Válvulas do tipo borboleta são modeladas a partir do objeto ThrottleConn Informase o diâmetro de referência e o ângulo de abertura θb Uma tabela referenciando Cd em função do ângulo de abertura da válvula θb deve ser informada para caracterizála A área de referência de uma válvula do tipo poppet válvulas de admissão e exaustão pode ser calculada como a área da cortina Ac em função da abertura l ou seja Ac lπdreff ou pode ser considerada constante como a área de referência da válvula Ar πdreff 24 36 4 PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 41 Motor utilizado no trabalho O motor objeto de estudo utilizado para realização desse trabalho foi um Agrale modelo M90 originalmente ciclo Diesel destinado a aplicações industrial marítima e agrícola A injeção de diesel é feita indiretamente em précamara Para estudar a influência do percentual de água em etanol em motores ciclo Otto modificações foram efetuadas de maneira a adaptar o motor para este ciclo de operação A relação de compressão original deste motor era de 191 valor dentro da média para operação em ciclo diesel Para possibilitar a operação com etanol a relação de compressão foi reduzida através da utilização de anéis espaçadores entre o cabeçote e o cilindro para 121 O filtro de ar foi retirado e substituído por um duto coletor conectado a um corpo de borboleta com TPS throttle position sensor sensor de posição da borboleta Um eletroinjetor de combustível comercial foi instalado no coletor de admissão e um módulo de injeção eletrônica comercial foi empregado para controlar a injeção de combustível e avanço de ignição O bico injetor de diesel localizado na précâmara foi substituído por uma vela de ignição A Tabela 41 apresenta os dados básicos do motor já modificado e a Figura 41 apresenta o motor original Figura 41 Motor Agrale M90 comercial Lintec 2012 37 Tabela 41 Características do motor Item Característica Original Modificado MarcaModelo AGRALE M90 Número de Cilindros 1 vertical Deslocamentos por ciclo tempos 4 Ignição Por compressão Por centelha Combustível Diesel Etanol hidratado Sistema de combustão Injeção direta Injeção eletrônica no coletor de admissão PFI Refrigeração a ar forçado Diâmetro do Cilindro mm 90 Curso do pistão mm 105 Comprimento da biela mm 180 Relação de compressão 1901 1201 Volume deslocado dm³ 0668 A Figura 42 apresenta o conjunto do novo coletor de admissão e corpo de borboleta e a Figura 43 apresenta o conjunto montado no motor Figura 42 Novo coletor de admissão e corpo de borboleta 38 Figura 43 Motor com coletor de admissão modificado e corpo de borboleta A adaptação do motor para o ciclo Otto mostrouse um desafio trabalhoso A fabricação do anel espaçador foi efetuada através de processo de torneamento Como a árvore de comando de válvulas é localizada no bloco e a transmissão do movimento para as válvulas é realizada através de varetas e balancins o ajuste da folga de válvulas pode ser realizado através de parafusos modificados montados juntos aos balancins Para a substituição do bico injetor por velas de ignição modificações foram efetuadas de maneira a aumentar o furo que antes abrigava o injetor de diesel Produziuse um adaptador de cobre para a vela de ignição que foi instalado no furo do injetor de combustível A Figura 44 apresenta um desenho em CAD da câmara de combustão do motor e a Figura 45 apresenta um cabeçote com injetor de diesel e o cabeçote modificado com vela de ignição Figura 44 Representação da câmara de combustão do motor Agrale M90 modificado 39 Figura 45 Cabeçote original com injetor de diesel e cabeçote modificado com vela de ignição Para a instalação do sensor de pressão dentro da câmara de combustão inicialmente optouse pela instalação direta a partir de furação do cabeçote e produção de rosca de acordo com o manual do sensor de pressão AVL 2011b Como o cabeçote é de alumínio a rosca produzida se mostrou frágil e foi danificada na primeira tentativa de instalação do sensor de pressão antes de alcançar o torque recomendado para sua instalação A solução encontrada foi a produção de um adaptador de aço de maneira a produzir fios de rosca mais resistentes O mesmo foi instalado no cabeçote Tomouse cuidado para deixar a face do adaptador paralela à parede da câmara de combustão para não criar pontos quentes A Figura 46 apresenta o posicionamento do sensor no cabeçote Figura 46 Cabeçote modificado para operação em ciclo Otto com adaptador para transdutor de pressão piezoelétrico instalado na câmara de combustão 40 42 Módulo de injeção eletrônica De maneira a controlar todos os sistemas relacionados ao funcionamento do motor em regime SI foi necessária a instalação de um módulo de controle de injeção e ignição eletrônico daqui para frente denominado ECU Eletronic Control Unit A ECU disponível para realização do trabalho foi uma Fueltech FT400 Essa ECU possui um display touchscreen de 43 por onde é feito todo monitoramento dos parâmetros controlados Para possibilitar a sincronização da ECU com a fase do motor um sensor de relutância variável e uma roda dentada de 60 dentes com dois dentes faltantes foram instalados Uma sonda lambda de banda larga foi instalada para medir a concentração de oxigênio nos gases de escape e assim controlar a relação ar combustível na qual o motor está operando A Figura 47 apresenta a ECU com vista do modo de monitoramento representação Os parâmetros mostrados na tela da ECU podem ser modificados de acordo com a necessidade do usuário Como a ECU possui sistema de compensação de ponto de ignição e controle injeção de combustível por temperatura do motor e ar de admissão potenciômetros foram instalados para emular termistores de temperatura do ar de admissão e temperatura do bloco Assim temse um ajuste do avanço de ignição e de tempo de injeção mais prático e rápido do que acessando tais configurações pela interface touchscreen da ECU Figura 47 ECU FT400 FuelTech FuelTech 2013 41 43 Sistema de medição e alimentação de combustível Uma vez que a bomba injetora original do motor foi desenvolvida especificamente para injeção de diesel uma nova bomba elétrica de combustível comercial utilizada em veículos do tipo flexfuel foi instalada para suprir essa necessidade Na linha de saída da bomba foi instalado uma válvula reguladora de pressão e um manômetro de maneira a manter a pressão de combustível sempre em valor ao redor de 3 bar A saída da válvula reguladora de pressão foi ligada à entrada da bomba de combustível Para a medição de consumo de combustível durante os testes uma bureta de 100 ml foi utilizada antes da bomba de combustível com resolução de 02 ml Enchendose a bureta com combustível e interrompendose a linha externa de alimentação podese medir o seu consumo volumétrico Com auxílio de cronômetro duas medidas de tempo são tomadas para consumo de 30 ml de combustível em cada teste A Figura 48 apresenta o sistema de válvulas do tipo globo a bureta utilizada para controle da alimentação de combustível a bomba de combustível com válvula reguladora de pressão e manômetro 42 Figura 48 Sistema de medição e alimentação de combustível 44 Sistema de frenagem Para a simulação de carga um freio de correntes Foucault da fabricante Frenelsa modelo F1240 EL foi utilizado O sistema de controle do freio foi desenvolvido na Universidade Federal de Santa Maria O torque máximo de frenagem é 400 Nm a 3000 RPM porém a faixa de frenagem máxima foi reduzida para 160 Nm devido a questões relacionadas ao sistema de controle O controle de frenagem é manual e apresentase em um escala de frenagem que varia de 0 a 100 resolução de 1 de carga de frenagem O sistema de frenagem juntamente com o motor são montados em uma estrutura tipo reboque automotivo com o intuito de gerar maior mobilidade a bancada de testes A potência do motor é transmitida para o freio por meio de um eixo com duas cruzetas para compensar desalinhamentos os quais são envoltos por uma proteção de segurança 45 Transdutores de pressão De acordo Pischinger 2002 dados indicados em ICE são aqueles caracterizados em função de ângulo da árvore de manivelas como a pressão do cilindro pressão nos sistemas de admissão e exaustão Para a caracterização da combustão as pressões instantâneas nos coletores de admissão e exaustão devem ser conhecidas assim como a pressão no cilindro A pressão no interior do cilindro foi adquirida através de um transdutor de pressão piezoelétrico modelo GH14D da AVL Elementos piezoelétricos funcionam a partir do princípio de que sobre a ação de forças resultando no aparecimento de cargas eletrostáticas nas extremidades dos elementos Transdutores de pressão piezoelétricos são caracterizados pelo fato de que seu elemento transdutor é feito de material piezoelétrico ao qual é transmitida carga através de um diafragma A carga elétrica gerada é proporcional à força aplicada aos elementos Assim transdutores de pressão piezoelétricos possuem comportamento linear Devido à sua natureza de funcionamento esse tipo de transdutor de pressão não mede pressão estática apenas variações de pressão O cristal piezoelétrico de ortofosfato de galio GaPO4 presente no sensor GH14D permite funcionamento em faixas de temperatura de até 400 ºC e de pressões de até 250 bar Ainda foi instalado junto ao sensor um inibidor de chama de 43 maneira a aumentar a precisão das medições reduzindo possíveis erros causados por elevadas temperaturas recomendado pelo fabricante A Figura 49 apresenta uma visão geral e as dimensões do transdutor de pressão GH14D Figura 49 Transdutor de pressão AVL GH14D AVL 2011b Para possibilitar o processamento do sinal gerado pelo transdutor de pressão utilizou se um amplificador de sinal FlexIFEM Piezo da AVL Este amplificador de sinal específico para utilização com sensores de pressão piezoelétricos possui sistema integrado para compensação de desvios de medição devido a mudanças bruscas de temperatura variações cíclicas e interferências elétricas Para a medição da pressão nos coletores de admissão e exaustão foram utilizados transdutores de pressão modelo MPX4250AP da fabricante Freescale Semicondutor Tratam se de sensores piezoresistivos produzidos a partir de uma membrana de silício monolítico São desenvolvidos para utilização veicular e medem pressão absoluta Sua faixa de medição varia de 0 até 25 bar apresentando comportamento linear O erro de medição desse sensor é de 005 bar Os sensores foram conectados aos locais de medição através de tubos plásticos rígidos eou tubos de cobre a fim de evitar a contaminação com etanol no sensor do coletor de admissão e proteger das altas temperaturas do coletor de escapamento A Figura 410 apresenta o transdutor de pressão MPX4250AP 44 Figura 410 Transdutor de pressão MPX4250AP 46 Referenciamento dos sensores de pressão Para referenciar os valores de pressão ao ângulo do eixo de manivelas utilizouse uma roda dentada de 360 dentes e um sensor de relutância variável O princípio de funcionamento desse sensor baseiase na variação do campo magnético alterado pela passagem dos dentes da roda dentada induzindo uma tensão de corrente alternada no enrolamento da bobina do sensor ao passar por cada dente Digitalmente foi possível dividir cada volta do eixo de manivelas em 720 pontos ao identificar os picos e os vales do sinal fornecido pelo sensor Para referenciar o ponto morto superior e assim realizar a contagem dos ciclos adicionouse um marcador a árvore de manivelas do motor Utilizouse um sensor de efeito Hall para que a resposta do sensor ao marcador coincidisse com o ponto morto superior trigger 47 Termopares As medições de temperatura do ar de admissão e exaustão foram realizadas através de termopares do tipo K Termopares consistem de dois filamentos de metais diferentes soldados em sua extremidade formando um circuito fechado A diferença de temperatura gera uma diferença de potencial a qual é medida e convertida em escala de temperatura A faixa de temperatura desses sensores é de 200 ºC até 1200 ºC 45 48 Sistema de aquisição e tratamento de dados Os sinais provenientes dos sensores de pressão roda dentada trigger e lambda foram adquiridos através de uma placa de aquisição de dados marca National Instruments modelo NI USB6259 com taxa máxima de amostragem de 125 MSs A taxa de aquisição para cada sinal foi de 130 kHz A alta taxa de amostragem se fez necessária para possibilitar o processamento do sinal da roda dentada e obtenção de bom referenciamento angular Para cada dente da roda dentada foi possível associar dois valores instantâneos de pressão um para o pico e outro para o vale Assim é importante salientar que a aquisição de dados foi realizada com base angular Como a placa de aquisição de dados possui conexão USB utilizouse um computador portátil para realizar a coleta de dados O software utilizado para coleta foi o LabView Signal Express 2011 Os dados de cada sensor foram salvos em arquivos de texto separados em colunas Para processamento dos dados uma rotina no programa Matlab 2012 foi desenvolvida O intuito dessa rotina era dividir individualmente cada ciclo pela referência obtida através do trigger Um algoritmo foi criado para contar o número de picos e vale da roda dentada de 360 dentes dentro de cada ciclo dessa maneira criando uma referência angular Um filtro média móvel para intervalo de 7 pontos foi utilizado para amenizar a influência de ruídos nos sinais de pressão Tomouse cuidado para que o intervalo de dados da média móvel não fosse grande o suficiente para deformar ou defasar o sinal Após a aplicação do filtro os sinais de pressão eram então referenciados em base angular para cada pico e vale da roda dentada Sabendose o ponto inicial do ciclo através do sinal trigger conseguiuse ajustar a fase do sinal Em alguns ciclos o sensor de relutância variável instalado para contar os dentes da roda dentada não conseguia detectar todos os dentes devido à alta vibração característica deste motor monocilíndrico Assim alguns ciclos perdiam sinais o que acabava gerando falta de dados de pressões no final desses ciclos Como o processamento de dados é feito após a aquisição não existe maneira de identificar qual a posição do dado faltante Devido a esse problema o qual é característica da maneira que esse sistema foi construído para a análise dos sinais de pressão os ciclos defeituosos foram descartados e utilizouse uma média de 40 ciclos completos 46 Devido à característica de funcionamento do sensor do transdutor de pressão piezoelétrico medir apenas variações de pressão se faz necessário o referenciamento em relação a uma pressão absoluta procedimento comumente chamado na linguagem de motores de combustão interna de pegging De acordo com Pischinger 2002 o método de referenciamento através de um ponto fixo ajusta a pressão medida no cilindro em uma determinada posição angular para uma pressão prédefinida O valor de referência escolhido no presente trabalho foi a pressão no coletor de admissão no ângulo do PMI ponto morto inferior do ciclo de admissão Dessa forma aplica se um offset na curva de pressão do cilindro para igualála à pressão no coletor de admissão no PMI do ciclo de admissão Como uma sonda lambda havia sido instalada para controle da relação arcombustível através da ECU esse dado também foi adquirido em base angular Foi calculado o valor médio de lambda em cada ciclo que posteriormente foi utilizado para o cálculo da vazão mássica de ar 49 Determinação dos coeficientes de descarga das válvulas Para a determinação do coeficiente de descarga das válvulas de admissão e exaustão já definido na Seção 310 primeiramente se fez necessário medir o levante lift das mesmas em função do ângulo do eixo de manivelas Para isso utilizouse de um disco graduado preso ao volante do motor e um relógio comparador sobre a parte posterior da válvula Girando manualmente o volante do motor referenciouse o lift de cada válvula a uma determinada posição angular Posteriormente o cabeçote do motor foi instalado em uma Bancada de Fluxo Motorpower 160 A finalidade desse ensaio foi medir a vazão de ar que passa através das válvulas de admissão e exaustão separadamente para diferentes lifts A Figura 411 apresenta um esquema do funcionamento da bancada de fluxo O cabeçote é instalado na bancada através de um adaptador produzido para possibilitar a instalação do cabeçote na bancada de acordo com o seu manual de operação O diâmetro interno do adaptador tem o mesmo diâmetro interno do cilindro 90 mm e 100 mm de comprimento Com auxílio de um parafuso e um relógio comparador instalados em cima da válvula na qual estava sendo efetuada a medição de vazão foi ensaiado um lift inicial de 47 25 do diâmetro da válvula posteriormente foi ensaiado lift de 5 do diâmetro da válvula com incrementos posteriores de 5 do diâmetro da válvula até o lift máximo do comando Para cada lift ensaiado foi utilizado um gradiente de pressão de 10 de coluna dágua 2491 kPa entre a atmosfera e o interior do adaptador medido através de um manômetro diferencial presente na bancada de vazão O gradiente de pressão é imposto através de uma motobomba e a regulagem de pressão é feita através de manípulos presentes no painel frontal do equipamento que aumentam ou reduzem a restrição do escoamento da motobomba para o compartimento principal do equipamento A medida de vazão é realizada através de um manômetro inclinado o qual possui uma escala em pés cúbicos por minuto cfm específica para gradientes de pressão de 10 de coluna dágua Dois termômetros indicam as temperaturas antes e depois da motobomba de maneira a possibilitar o cálculo da correção do valor de vazão devido à diferença de temperatura Os coeficientes aplicados são apresentados no manual do equipamento A Figura 412 apresenta o cabeçote montado na bancada de vazão Figura 411 Esquema de funcionamento da bancada de fluxo O cálculo do coeficiente de descarga foi efetuado através de planilha eletrônica disponível com o software GTPower seguindo o método de cálculo adotada na seção 310 A 48 área de referência para o cálculo da área teórica foi considerada a área fixa referente ao diâmetro externo da válvula e não a área da cortina gerada pelo lift Figura 412 Cabeçote modificado montado na bancada de fluxo 410 Caracterização do combustível O objetivo do trabalho é avaliar a influência da concentração de água no etanol em motores ciclo Otto Comercialmente no Brasil etanol combustível é apresentado com concentração volumétrica de água em torno de 5 Assim houve a necessidade de produção de etanol anidro com níveis de hidratação maiores que esse Etanol hidratado com percentual volumétrico de água em torno de 8 proveniente da destilaria experimental do curso de Engenharia Química da UFSM foi utilizado para a produção de misturas com etanol e água com percentual volumétrico de hidratação maior que 5 49 Devido ao fato de que etanol e água são totalmente miscíveis nenhum procedimento específico para realização do processo de mistura é necessário As amostras foram preparadas e caracterizadas em um densímetro da fabricante Anton Paar modelo DMA 4500M Admitiu se um desvio de 05 na concentração em volume de etanol sendo preparados aproximadamente dois litros de cada amostra para uso nos ensaios A denominação utilizada neste trabalho para nomear as misturas de combustível é nomeada pela letra E etanol seguida do percentual volumétrico de etanol seguido pela letra W do inglês water seguida do percentual volumétrico de água Por exemplo E95W5 é constituído de 95 de volume de etanol e 5 de volume de água O E95W5 é o combustível base dos testes o qual foi adquirido em posto de combustível comercial e também avaliado em densímetro A Tabela 42 apresenta as concentrações de etanol e água nas diferentes misturas utilizadas como combustível no presente trabalho de acordo com cada teste que foi efetuado Tabela 42 Propriedades das misturas de combustível etanol e água Teste E95W5 E90W10 E80W20 E70W30 E60W40 MBT Concentração volumétrica de etanol 9504 8983 7977 7005 5974 Concentração mássica de etanol 9246 8545 7321 6243 5184 Massa específica da mistura kgm³ 81124 8297 8599 8854 9096 Ponto fixo Concentração volumétrica de etanol 9504 8954 8003 6968 5994 Concentração mássica de etanol 9246 85 7352 6204 5204 Massa específica da mistura kgm³ 81124 8331 85917 88635 90922 411 Metodologia de ensaios experimentais A partida do motor a frio aquecimento e parada do motor ao final da jornada de testes foram realizados com etanol combustível convencional E95W05 para manter as linhas de combustível em condições operacionais e possibilitar a partida a frio em novos testes Além 50 disso para facilitar a partida a frio foi feito um furo no coletor de admissão para injeção de gasolina com auxílio de uma seringa Após a injeção da gasolina o furo era fechado com um parafuso para evitar entradas falsas de ar no sistema de admissão Para a partida a quente nenhum procedimento especial se fez necessário O procedimento de aquecimento inicial do motor consistiu em manter a rotação constante entre 1200 e 1300 RPM durante pelo menos dois minutos Posteriormente a rotação era aumentada para o patamar de 1800 RPM durante mais alguns minutos Assim garantiuse o aquecimento completo do motor Os ensaios de frenagem foram realizados através da utilização do freio de Foucault descrito anteriormente Em todos os testes buscouse trabalhar na faixa de rotação de 1800 RPM e mistura estequiométrica Para permitir essa condição de operação o motor era acelerado até a faixa de rotação de 2100 RPM e começavase o processo de frenagem manualmente pela atuação em um potenciômetro ligado ao controlador do freio A Figura 413 apresenta o motor montado no sistema de frenagem Figura 413 Motor montado no sistema de frenagem Enquanto a carga imposta sobre o motor era aumentada abriase a válvula borboleta através de um acelerador de fabricação própria de maneira a não deixar a rotação cair abaixo de 1800 RPM Como o controle de mistura arcombustível foi realizado através de ECU na 51 própria tela monitoravase o λ Utilizandose o potenciômetro instalado para controlar o λ aumentavase ou diminuíase a duração do pulso de injeção para manter a mistura o mais próxima possível da razão estequiométrica λ 1 A carga máxima imposta sobre o motor em todos os testes foi de 25 da capacidade máxima de frenagem do conjunto freio e controle o qual não explorava a máxima capacidade de frenagem do dinamômetro A Figura 414 apresenta o painel do sistema de controle do freio desenvolvido na UFSM No visor era possível observar qual o percentual de carga que estava sendo imposto Figura 414 Painel de controle do sistema de frenagem detalhe para o mostrador do percentual de capacidade de frenagem utilizada Os ajustes de ponto de ignição foram feitos de modo a satisfazer as condições de cada teste e serão descritos em cada teste A troca de combustível após cada teste foi efetuada com o motor em funcionamento O procedimento de troca de combustível é constituído das seguintes etapas Drenavase todo combustível da linha de alimentação e da bureta desde o reservatório até a bomba de combustível Adicionavase o novo combustível através da linha de alimentação até encher a bureta de medição e fechavase a linha de alimentação de combustível Esperavase até que todo o volume contido na bureta fosse consumido pelo motor 52 Novamente a bureta era enchida e esperavase até que todo o conteúdo fosse consumido pelo motor A bureta era enchida e a linha de alimentação era fechada e começavamse as medições de consumo Aplicandose essas etapas garantiuse que o novo combustível passava a ser o único na linha de alimentação Os ensaios realizados com o motor foram divididos em dois grupos No primeiro grupo mantevese o ponto de ignição constante igual ao maior avanço de ignição possível para o E95W05 sem que houvesse aumento de ruído do motor eou detonação iniciandose com o combustível E95W05 e aumentandose o percentual de água até E60W40 No segundo grupo o ponto de ignição foi varrido a fim de buscar o maior avanço para cada combustível Resumidamente a metodologia adotada em cada ensaio foi Buscavase funcionamento estável na faixa de 1800 RPM com 25 da carga do sistema de frenagem Corrigiase λ para o valor mais próximo ao estequiométrico Buscavase o maior avanço de ignição possível quando for o caso a ser ensaiado Realizavamse duas medições do tempo de consumo de 30 ml de combustível com a posição da borboleta fixa e calculavase a média dos tempos Retiravase a carga e reduziase a rotação para 1200 RPM por um minuto Repetiase três vezes esse procedimento para cada percentual de água ao final dos testes para cada combustível realizavase a mudança de combustível como previamente descrito e recomeçavamse os testes desde o primeiro passo É importante salientar que o motor nunca operou em carga máxima com a borboleta totalmente aberta para assegurar sua integridade Uma vez que o ciclo de operação foi modificado de ciclo Diesel para ciclo Otto e o sistema de arrefecimento a ar não teve modificações esse sistema poderia não ter capacidade suficiente de arrefecimento ocasionando quebras do motor 53 5 CRIAÇÃO DO MODELO NO GTSUITE A criação de modelos computacionais de motores de combustão interna a pistão no software GTPower se dá a partir de objetos blocos os quais representam as diversas peças e sistemas constituintes do motor e estão disponíveis na biblioteca interna do software Os objetos possuem as informações necessárias para a modelagem das peças eou sistemas e também o espaço para os dados de entrada requeridos do usuário Os objetos são interligados criando uma estrutura representativa que segue a lógica do escoamento dos fluidos no motor Cada objeto está associado a um conjunto de equações que descrevem o seu funcionamento e é acoplado às equações que descrevem os outros objetos A simulação de certo motor consiste na solução do conjunto completo de equações Os objetos básicos da modelagem de um motor de combustão interna são o EngCylinder e o EngineCrankTrain os quais representam o cilindro e o bloco do motor Juntos esses dois objetos definem a parte básica da geometria e características do motor e possuem vários outros objetos de referência ligados a eles objetos de combustão transferência de calor etc para maior detalhamento de determinados processos Os cilindros são conectados aos dutos de admissão e exaustão através de objetos de conexão do tipo ValveConn os quais apresentam os mais diversos modelos de válvulas utilizadas em motores de combustão interna As portas de admissão e exaustão e seus respectivos coletores são construídos através de objetos que simulam dutos com diversas seções transversais e divisões de escoamento em forma de y t esféricas entre outras Objetos do tipo injconn podem ser conectados a objetos de escoamento dutos e cilindros para representar injetores de combustível e outros fluidos Já os ambientes externos com os quais os sistemas de admissão e exaustão trocam fluidos são modelados individualmente por objetos do tipo environment Esses objetos aplicam as condições de contorno necessárias a cada tipo de simulação Este capítulo demonstra como o modelo utilizado para a realização do trabalho foi construído no software GTPower detalhando cada objeto utilizado Também apresenta um estudo de independência de malha espacial e temporal e os critérios de simulação utilizados 54 51 Caracterização do cilindro O cilindro é caracterizado através do objeto EngCylinder Assim como todos os outros objetos que possuem escoamento interno um objeto de referência para as condições iniciais da simulação deve ser descrito Para isso um objeto de referência FluidInitialState foi utilizado para descrever a pressão a temperatura e a composição do fluido no estado inicial da simulação A pressão inicial foi de 100 kPa à uma temperatura de 300 K e a composição inicial dos gases foi determinada pelo objeto de referência FluidMixture que representa o ar como uma mistura de 767 de N2 e 233 de O2 A temperatura das estruturas do cilindro podem ser calculadas ou impostas Para o cálculo das temperaturas é necessária a modelagem detalhada das temperaturas dos sistemas de arrefecimento e lubrificação além do detalhamento do material e estrutura do cabeçote pistão cilindro e válvulas Como estes dados não estavam disponíveis o objeto EngCylTWall que impõe as temperaturas das estruturas foi utilizado As temperaturas impostas às estruturas foram Cabeçote 550 K Pistão 550 K Camisa do cilindro 400 K A escolha dessas temperaturas foi baseada nos dados apresentados no GTSuite Engine Performance Application Manual 2012 e são apresentadas dentro de uma faixa de temperaturas típicas para funcionamento de motores de combustão interna a pistão Um modelo de transferência de calor entre o fluido e as paredes também deve ser informado no objeto do cilindro através de um objeto de referência EngCylHeatTr Vários modelos de transferência de calor estão disponíveis entre eles um modelo preditivo e a opção de impor a transferência de calor através de modelos construídos pelo usuário ou dados medidos em bancada de testes Foi utilizado o modelo WoschniClassic Woschni 1967 previamente descrito na seção 37 Relações entre a área do cabeçote em contato com a carga a área referente à da seção transversal do cilindro e a área da superfície do pistão devem ser informadas Para isso a câmara e précâmara de combustão foram desenhas em SolidWorks 2010 um CAD comercial para possibilitar a estimativa das áreas referentes ao cabeçote Foram adotadas as relações de 18 entre a área da superfície do cabeçote em contato com a 55 carga e área da seção transversal do cilindro e 10 entre a área da superfície da face do pistão e área da seção transversal do cilindro O modelo de combustão utilizado para simulações de desempenho também deve ser informado no objeto do cilindro para calcular a taxa de queima da carga Como o objetivo do trabalho é analisar a combustão a partir de dados experimentais análise inversa através do método TPA descrito na Seção 36 a taxa de queima será um resultado da simulação Para efetuar a análise da combustão a partir das pressões do coletor de admissão exaustão e cilindro utilizouse o objeto de referência EngBurnRate e escolheuse o modo de análise de pressão TPA No objeto de referência EngBurnRate são configurados os parâmetros relacionados à combustão como Início da combustão igual ao avanço de ignição e parametrizado de acordo com as simulações Incremento da análise da combustão 01CA Número de zonas de temperatura duas zonas de acordo com a metodologia apresentada anteriormente Entrained FuelAir Option homogênea indica que a relação arcombustível se mantém constante durante todo o processo de combustão Mudança no ângulo do virabrequim devido aos erros de medição que podem levar a erros de phasing defasagem de fase do sinal que indica o TDC a modificação foi realizada de acordo com análise demonstrada na seção de análise de phasing Outras opções referentes à filtragem offset e multiplicadores para o sinal de pressão não foram utilizadas Ainda nesse objeto são inseridas as curvas de pressão em função do CA Como no presente trabalho várias análises foram efetuadas as curvas foram parametrizadas de acordo com cada caso que estava sendo simulado Como o GTPower lê arquivos de texto os arquivos gerados pelo programa em MathLab podem ser diretamente acessados A separação dos dados é feita em forma de colunas bastando informar ao GT Power qual dado está em cada coluna Nas opções avançadas de modelagem do cilindro há a opção de escolha de um objeto de referência para simular a evaporação da fração da carga no estado líquido que entra no cilindro A não utilização de um objeto para modelar a evaporação das frações líquidas dentro do cilindro faz com que a evaporação da carga aconteça de maneira proporcional à taxa de combustão transferindo quantidades proporcionais de carga líquida e vaporizada durante todo 56 o processo de combustão O calor latente de vaporização da parte líquida da carga é levado em consideração e então é reduzido do calor liberado pela quantidade de combustível queimada em dado passo de tempo Durante as análises de combustão realizadas notouse certa diferença nas curvas de compressão simuladas e experimentais principalmente no final da fase de compressão Utilizouse o objeto EngCylEvaporation para modelar a vaporização da fração líquida da carga dentro do cilindro único objeto para modelar evaporação no modo de análise de combustão TPA Tratase de um modelo de evaporação fenomenológico o qual calcula a fração evaporada a cada passo de tempo a partir de uma relação entre a duração em CA para evaporar 50 do líquido presente no cilindro a temperatura de 600 K e rotação igual a 4000 RPM Podese ainda ajustar curvas de evaporação através de parâmetros exponenciais para temperatura e pressão Como não foram achados dados na literatura sobre modelagens utilizando esse modelo e o software não apresenta nenhum exemplo de utilização utilizouse o valor de 90CA para evaporação de 50 da fração líquida dentro do cilindro e os parâmetros exponenciais foram admitidos iguais ao padrão do software igual a um A fonte de calor para evaporação das frações líquidas foi dividida em 70 das paredes admitindo que o combustível adira às paredes da câmara cilindro e pistão e 30 da própria carga 52 Caracterização do cranktrain Cranktrain é uma palavra sem tradução para a língua portuguesa Poderia ser traduzida como trem de manivelas porém como na realidade denomina todo o conjunto de peças móveis do motor ligadas ao eixo de manivelas pistão anéis bielas volante entre outras será tratada pela nomenclatura em inglês O objeto EngCrakTrain foi utilizado para a caracterização do cranktrain Esse objeto especifica os atributos utilizados para os cálculos do modelo cinemático e de dinâmica de corpos rígidos Os modelos contidos nesse objeto calculam o torque no virabrequim devido às forças de pressão agindo no pistão em cada passo de tempo Permitem a modelagem de atrito inércia das partes móveis e aplicação de cargas externas Dessa maneira é possível calcular a aceleração de um motor em determinada condição de carga por exemplo Assim é nesse objeto que se especifica se a rotação deve ser calculada para uma determinada carga load mode ou se a rotação será imposta e o resultado será a carga aplicada ao motor speed 57 mode Devido à natureza da análise termodinâmica do funcionamento do motor ciclo Otto realizada no presente trabalho o modo de rotação imposta se faz mais adequado Além disso nesse mesmo objeto também são determinados Número de deslocamentos do pistão por ciclo ciclo de 4 tempos neste caso Modelo de atrito do motor baseado no modelo de atrito de ChenFlynn 1965 Esse modelo empírico calcula o atrito das partes móveis do motor como função da máxima pressão do cilindro velocidade média do pistão e velocidade média quadrática do pistão Os valores dos coeficientes do modelo utilizados no trabalho são apresentados na seção de cálculo dos parâmetros simulados pelo GTPower Os valores utilizados estão dentro da faixa de valores recomendados pelo manual do software O único termo que teve valor acima do proposto pelo manual do software foi o termo de Pressão Média Efetiva de Atrito FMEP constante Apesar de ter sofrido modificações para operação em ciclo Otto o motor possui características mecânicas de motores Diesel como componentes mais robustos a fim de suportar maiores cargas em relação aos motores ciclo Otto gerando maior confiabilidade ao motor porém aumentando a resistência de rolagem das peças móveis devido a maior atrito O termo de pressão máxima é afetado pela taxa de liberação de energia Na operação do motor com etanol esse termo está mais próximo à operação em ciclo Diesel do que operação em ciclo Otto à gasolina combustão rápida e com altos gradientes de pressão Assim a utilização de valores limites proposto pelo GTPower Engine Performance Manual 2012 assim como um valor elevado para o termo de FMEP constate são justificados Após os ajustes do modelo os valores de FMEP se mantiveram dentro da faixa proposta por Heywood 1988 para esse parâmetro Rotação de funcionamento do motor foi parametrizada de acordo com cada simulação uma vez que não foi possível manter a rotação do motor em exatos 1800 RPM durante o procedimento experimental Geometria do cilindro foram inseridas as dimensões do cilindro curso do pistão stroke e comprimento da biela além da razão de compressão Esses dados são apresentados na Tabela 41 Nenhum dado de inércia ou carga externa aplicada ao motor foi caracterizado uma vez que esses são utilizados apenas para ensaios do tipo load mode onde a velocidade é calculada para uma dada carga imposta ao motor 58 53 Caracterização das válvulas As válvulas são caracterizadas a partir de objetos ValveCamConn os quais definem válvulas atuadas através de eixos came Como o motor possui duas válvulas uma para admissão e outra para exaustão dois objetos ValveCamConn foram utilizados O diâmetro da válvula de admissão 41 mm e exaustão 35 mm foram informados Devido à maneira que o lift foi experimentalmente medido a folga de válvulas foi considerada 01 mm A figura 51 apresenta um gráfico de lift das válvulas e a Tabela 51 apresenta dados referentes às aberturas das válvulas A Figura 512 apresenta o gráfico dos coeficientes de descarga das válvulas de admissão e exaustão para diâmetro de referência constante igual ao diâmetro externo de cada válvula Esses dados foram inseridos como dados de entrada dos objetos ValveCamConn Multiplicadores e fatores de ajuste são opcionais e não foram utilizados Figura 51 Lift das válvulas de admissão e exaustão em função deCA 59 Tabela 51 Dados de abertura das válvulas Válvula Admissão Exaustão Diâmetro externo mm 41 35 Liftmáx mm 925 975 CA liftmáx graus 68 ATDC 80 ABDC CA abertura graus 15BTDC 45 BBDC CA fechamento graus 25 ABDC 25 ATDC Figura 52 Coeficientes de descarga das válvulas 54 Caracterização dos dutos dos sistemas de admissão e exaustão A construção de modelos computacionais de motores de combustão interna completos com os sistemas de admissão e exaustão bem caracterizados que reproduzam o comportamento do escoamento compressível e transiente é um desafio Esses sistemas são constituídos basicamente de câmaras dutos e os mais diversos tipos de válvulas Para a construção desses modelos no software GTPower devese isolar os componentes básicos dos sistemas em dutos retos dutos curvos câmaras válvulas entre outros e caracterizálos no software através dos objetos disponíveis na biblioteca 60 O modelo de análise de combustão TPA Three Pressure Analysis como o próprio nome já diz utilizamse de três pressões instantâneas obtidas de dados experimentais provenientes do sistemas de admissão exaustão e cilindro Como as pressões instantâneas dos sistemas de admissão e exaustão são utilizadas no modelo como condições de contorno através dos objetos EndEnvironmentTPA a caracterização desses sistemas se faz apenas necessária até os pontos onde foram efetuadas as medições No caso do sistema de admissão a medição da pressão foi efetuada no seu novo duto do coletor de admissão construído para a transformação para operação em ciclo Otto Já no sistema de exaustão a pressão foi medida logo após o final da porta de exaustão na saída do cabeçote Dessa maneira esses sistemas não precisaram ser completamente modelados Foram utilizado apenas objetos do tipo PipeRound que simulam tanto dutos retos quanto curvos para a caracterização dos elementos básicos dos sistemas As principais dimensões a serem caracterizadas para cada elemento básico são o diâmetro de entrada e o de saída a referência é da direção da entrada do sistema de admissão para a saída do sistema de exaustão o comprimento do duto o comprimento de discretização utilizado nesse elemento básico essa dimensão foi inicialmente parametrizada para realização do estudo de independência de malha e o raio e ângulo de curvatura caso seja um duto curvo Ainda podem ser atribuídos multiplicadores para os coeficientes de transferência de calor atrito e perda de carga De acordo com o GTSuite Engine Performance Application Manual 2012 na modelagem das portas de admissão e exaustão devese tomar cuidados especiais devido ao fato desses dutos fazerem parte do cabeçote A medição do escoamento para o cálculo do Cd das válvulas é efetuada através do cabeçote e por isso a perda de carga devido à variação do perfil transversal ao escoamento da porta de admissão a rugosidade da superfície e haste da válvula não podem ser facilmente separada da medição Assim o Cd de cada válvula inclui a perda de carga causada pela sua porta Para prevenir que a perda de carga seja incluída duas vezes na simulação os multiplicadores dos coeficientes de perda de carga Cpress e de atrito Cf devem ser zerados Além disso os diâmetros de entrada e saída da porta devem ser o mesmo e igual ao diâmetro onde a porta se conecta ao sistema de admissão ou exaustão Dessa maneira quaisquer efeitos devido à contração ou expansão serão modelados apenas através do Cd 61 Ainda sobre o cuidado na modelagem das portas de admissão e exaustão devido ao fato das portas serem uma parte constituinte do bloco do cabeçote a sua temperatura é determinada pelo sistema de arrefecimento do motor Como a modelagem do sistema de arrefecimento do motor não foi efetuada no presente trabalho a temperatura da parede das portas foram prescritas de acordo com recomendação de GTSuite Engine Performance Application Manual 2012 450 K para válvulas de admissão e 550 K para válvulas de exaustão Ainda como recomendação o multiplicador do coeficiente de transferência de calor entre o fluido e as paredes deve ser utilizado em um valor entre 15 e 20 utilizouse 15 para porta de exaustão e 20 para a porta de admissão A combinação do valor relativamente elevado de temperatura das portas com a utilização do multiplicador do coeficiente de transferência de calor é recomendada devido ao fato de que o a porta foi modelada como um duto reto simples e também incluindo o efeito de transferência de calor da parte de trás das válvulas para o fluido A Figura 53 apresenta um esquema das dimensões em mm dos elementos básicos dos sistemas de admissão e exaustão e apresenta como foi realizada a conexão dos objetos para criação dos sistemas no software GTPower Figura 53 Ilustração do modelo da admissão e exaustão no software GTPower 62 55 Caracterização do sistema de injeção de combustível O sistema de injeção de combustível foi caracterizado através do objeto InjPulseConn Esse objeto descreve a operação de um injetor através da taxa de injeção e largura de pulso No presente trabalho foi indicada a vazão mássica de combustível por ciclo e a máxima taxa de injeção para cada caso simulado Como resultado o software calcula a largura de pulso do injetor O início da injeção foi indicado para o ponto morto inferior da fase de compressão Como a quantidade de combustível injetada por ciclo é variável essa quantidade foi parametrizada e variada de acordo com cada ciclo O ponto onde o combustível é injetado foi medido no setup experimental e indicado no modelo a 16 mm do final do coletor de admissão A mistura etanol e água foi caracterizada através de uma mistura de líquidos através do objeto FluidMixture assim mantendo as características das duas substâncias Sabese que ao ser injetada a alta pressão uma parte do combustível é vaporizada e para combustíveis com altos calores de evaporação essa fração vaporizada está ligada ao aumento de eficiência volumétrica devido ao efeito de resfriamento da carga Com o aumento da água no percentual volumétrico da mistura esperase que haja redução da fração de combustível vaporizada devido ao maior calor latente de vaporização da água Para modelar esse fenômeno foi adotada uma função de percentual de evaporação em função do conteúdo volumétrico de etanol linear conforme a Figura 54 O valor inicial de 30 utilizado para o etanol anidro foi adotado em comparação ao valor de 30 proposto pelo manual do software para o combustível de teste padrão indolene Figura 54 Fração volumétrica vaporizada em função da fração volumétrica de etanol na mistura 63 56 Condições de contorno dos ambientes de admissão e exaustão A análise de combustão através do método TPA requer que as pressões instantâneas e temperaturas médias medidas em locais convenientes nos sistemas de admissão e exaustão durante o procedimento experimental sejam informadas como condições de contorno para a simulação Utilizase o objeto EndEnvironmentTPA para prescrever essas condições de contorno Como a temperatura média do ar de admissão foi em todos os testes muito próxima à temperatura ambiente utilizouse a temperatura ambiente de 303 K A temperatura de exaustão variou bastante de acordo com o combustível e com o avanço de ignição e será apresentada no capítulo de resultados Devido à utilização de um tubo de cobre para aumentar a distância de instalação entre o sensor MAP e o coletor de exaustão houve suavização da pressão lida pelo sensor fazendo com que a essa pressão estivesse abaixo da pressão atmosférica Isso causava redução da pressão no cilindro durante a etapa de exaustão dos gases Sendo esse o único sensor disponível para leitura instantânea de pressão para a realização do trabalho utilizouse a opção apresentada pelo objeto EndEnvironmentTPA para gerar um offset em todas as curvas de pressão de exaustão tornando o valor médio igual a 105 kPa Assim o comportamento da variação instantânea de pressão foi mantido 57 Configurações da simulação Como já apresentado anteriormente o software resolve as equações de balanço de massa energia e quantidade de movimento para escoamento compressível em modelos de motores de combustão interna a pistão através do método de volumes finitos na direção principal do escoamento unidimensional O esquema de integração é explícito no tempo indicando que o cálculo é realizado em apenas uma iteração para cada passo de tempo Dessa maneira o software simula um fenômeno transiente porém em regime de funcionamento do motor cíclico Isto significa que o estado termodinâmico do fluido em um ponto qualquer do sistema em vários ciclos seguidos para uma dada posição angular não sofre variação expressiva Porém o estado termodinâmico varia com a posição angular dentro de cada ciclo Tratandose de um evento cíclico foi escolhida a opção de controle de tempo como periódica ao invés de temporal monitorando os resultados em base angular CA para cada 64 ciclo do motor Podese controlar o número mínimo e máximo de ciclos de maneira que mesmo que a simulação alcance os critérios de convergência para regime de funcionamento estacionário antes do número mínimo de ciclos a simulação continue rodando O número mínimo de 10 ciclos e máximo de 100 ciclos foi escolhido Caso a simulação rode 100 ciclos consecutivos o caso é encerrado e passase a outro caso Os critérios de convergência adotados não são critérios para o método numérico propriamente dito mas sim uma questão de simular ciclos do motor até que os resultados de ciclos consecutivos parem de mudar dentro de certa tolerância Os critérios de convergência para regime estacionário são vazão mássica pressão e temperatura Os critérios de convergência devem ser satisfeitos em todas as fronteiras dos objetos que possuem escoamento conexões Os critérios são calculados da seguinte maneira 51 52 53 onde maior valor entre na conexão ou 03 vezes o maior de qualquer conexão do circuito avg relativo a média inst relativo a instantânea nova relativo ao ciclo novo velha relativo ao ciclo anterior Os valores para os cálculos dos critérios de convergência são tomados ao final de cada ciclo de operação do motor Quando os critérios de convergência de vazão mássica e temperatura são satisfeitos em um determinado número de ciclos seguidos a simulação acaba e um novo caso caso tenha sido parametrizado é começado O critério de convergência de pressão não é utilizado como critério para o fim da simulação porém caso esse critério em qualquer conexão seja maior que 1 ao final de cada ciclo o critério de convergência de vazão mássica é automaticamente restrito a 025 do valor escolhido O valor padrão do software para o critério de convergência para vazão mássica é 02 o qual foi mantido na 65 realização do presente estudo e como para o critério de convergência de temperatura não existe um valor indicado escolheuse o valor 5 K Além disso para que a operação em regime estacionário fosse satisfeita os critérios de convergência devem ser satisfeitos por pelo menos 5 ciclos seguidos O software GTPower possibilita a parametrização de quase todos os atributos a serem determinados nos objetos Dessa maneira é possível a criação de vários casos variandose os atributos parametrizados para a realização de vários estudos em uma mesma simulação Durante as análises vários atributos dos objetos foram parametrizados e vários estudos foram desenvolvidos até se chegar aos casos finais Assim foi possível estudar rapidamente a influência de um único atributo no funcionamento do motor de maneira rápida e eficiente eou impor condições de contorno que variam com cada caso simulado temperaturas e pressões nos ambientes de admissão e exaustão por exemplo 58 Independência de malha espacial e temporal Para aceitar as soluções geradas pelas simulações é necessário que tanto a discretização espacial quanto temporal não gerem erros numéricos maiores que um critério de aceitação Para isso foram realizados dois estudos de independência de malha espacial e temporal Escolheuse o valor de IMEP ao final de cada ciclo para realizar a comparação entre as malhas geradas Utilizandose de parametrização do comprimento de discretização dx e do multiplicador do número de Courant tm foram simulados 15 casos para a análise do combustível E95W5 em rotação de 1805 RPM e ponto de ignição 65 BTDC O resultado e valores dos parâmetros dx e tm de cada caso são apresentados na Tabela 52 O segundo estudo de independência de malha foi efetuado apenas para os parâmetros de malha que satisfizeram os critérios de regime periódico do primeiro estudo O estudo foi realizado para o combustível E60W40 em rotação 1800 RPM e ponto de ignição 205 BTDC Os parâmetros utilizados e os resultados são apresentados na Tabela 53 O comprimento de discretização dx igual a 10 mm para os elementos de escoamento e o multiplicador do passo de tempo mt igual a 025 foram utilizados para todas as simulações Com a utilização desses parâmetros alcançouse os critérios de convergência para regime periódico com menor tempo computacional devido ao menor número de ciclos simulados A 66 maior diferença de IMEP em relação ao valor mais discrepante que alcançou regime periódico é de apenas 018 Tabela 52 Estudo de independência de malha para o combustível E95W5 E95W5 1805 RPM Ignição 65 BTDC Caso dx mm tm N de ciclos rodados Regime periódico IMEP kPa Variação percentual em relação ao IMEP da malha escolhida Passo angular médio CA Tempo computa cionals 1 36 1000 100 NÃO 82340 017 04925 160 2 36 0500 100 NÃO 82216 002 02461 154 3 36 0250 22 SIM 82080 014 01229 45 4 27 1000 100 NÃO 82325 016 03629 128 5 27 0500 100 NÃO 82171 003 01811 170 6 27 0250 11 SIM 82090 013 00905 29 7 18 0750 100 NÃO 82191 001 02047 171 8 18 0500 100 NÃO 82141 007 01364 203 9 18 0250 11 SIM 82117 010 00682 37 10 10 0750 100 NÃO 82350 019 01163 255 11 10 0500 11 SIM 82237 005 00775 38 12 10 0250 11 SIM 82197 00387 67 13 5 0750 14 SIM 82334 017 00574 78 14 5 0500 34 SIM 82328 016 00382 269 15 5 0250 21 SIM 82343 018 00191 316 Tabela 53 Estudo de independência de malha para o combustível E60W40 E95W5 1800 RPM Ignição 2025 BTDC Caso dx mm tm N de ciclos rodados Regime periódico IMEP kPa Variação percentual em relação ao IMEP da malha escolhida Passo angular médio CA Tempo computa cionals 1 36 025 100 NÃO 85587 042 01241 215 2 27 025 100 NÃO 85577 043 00914 257 3 18 025 100 NÃO 85752 023 00689 332 4 10 05 100 NÃO 85808 016 00785 344 5 10 025 13 SIM 85949 00392 78 6 5 075 53 SIM 85817 015 00581 310 7 5 05 27 SIM 86046 011 00387 227 8 5 025 11 SIM 85845 012 00193 172 67 59 Ajuste de phasing Pequenos erros no referenciamento do ponto morto superior provenientes de diferentes fontes erro na medição do TDC ruídos e atrasos de sinal entre outros durante a etapa de aquisição de dados indicados em motores de combustão interna a pistão podem causar grandes discrepâncias no cálculo dos parâmetros de desempenho envolvendo o ciclo inteiro Esse tipo de erro é comumente chamado de erro de phasing defasagem de fase do sinal que indica o TDC Dessa maneira para a avaliação da coerência do ponto morto superior medido em relação ao real utilizase o diagrama logP logV A utilização desse diagrama ao invés do habitual diagrama PxV devese ao fato de na escala logarítmica a apresentação das discrepâncias ser aumentada A análise do diagrama logPlogV de testes do motor quando operando sem combustão impulsionado ou arrastado por motor elétrico teste motored pode diagnosticar facilmente discrepâncias no referenciamento do TDC Como a instalação experimental não possui mecanismo para realização de testes arrastados a análise é feita a partir dos testes com combustão Durante a fase de processamento dos dados indicados percebeuse um significativo erro de phasing através da análise do diagrama logPlogV para o combustível E95W5 com centelha em 65 BTDC apresentado na Figura 55 Pode ser observada uma discrepância entre a inclinação das curvas de compressão medida e simulada caracterizando uma avaliação errônea da razão entre calores específicos De acordo com GTSuite Engine Performance Application Manual 2012 a diferença de comportamento das curvas apresentada durante as fases de compressão e exaustão são características de erro de phasing Descobriuse que a causa desse erro foi principalmente a utilização de um capacitor no sinal do trigger responsável pela determinação do TDC Utilizouse esse capacitor para eliminação de ruídos que impossibilitavam a leitura desse sinal Calculando o atraso gerado pelo circuito RC resistorcapacitor chegouse a um valor de 73 CA para uma rotação de 1800 RPM Dessa maneira realizouse um estudo de sensibilidade em torno dessa faixa para encontrar o pashing correto 68 Figura 55 Diagrama logPlogV phasing incorreto Figura 56 Diagrama logP logV estudo de sensibilidade de phasing Para esse estudo são dados diferentes offsets angulares em todos os dados de pressão experimentais A Figura 56 apresenta o diagrama logP logV do estudo de sensibilidade 69 realizado ao redor da faixa de phasing 8CA Percebese maior discrepância na fase combustão A Figura 57 dá maior enfoque à fase de combustão Figura 57 Pressão em função do ângulo do eixo de manivelas diferentes phasing Como pode ser observado na Figura 56 e Figura 57 o melhor phasing é igual a 8CA sendo este valor utilizado em todas as simulações 70 6 PARÂMETROS DE FUNCIONAMENTO 61 Mensuração das incertezas de medição Muitas quantidades físicas não podem ser diretamente medidas em uma única e direta mensuração Ao invés disso são calculados em dois passos primeiramente medese uma ou mais quantidades relacionadas à quantidade de interesse no segundo passo calculase a quantidade de interesse a partir das quantidades diretamente medidas Taylor 1997 Os parâmetros de operação obtidos a partir dos ensaios experimentais do motor foram calculados em parte diretamente pela rotina de cálculo do software Mathlab utilizada para processamento de dados e outros em tabelas do tipo Excel Muitos dos parâmetros são calculados em dois passos como dito anteriormente Em geral parâmetros médios como rotação λmédio e os valores das pressões instantâneas médias da admissão exaustão e cilindro foram calculados pela rotina em Mathlab enquanto parâmetros de desempenho e eficiência foram calculados em tabelas Excel Resultados de experimentos conduzidos em motores de combustão interna são afetados por variáveis controladas e outras que podem ser apenas monitoradas Dessa maneira é importante estimar as incertezas de medições envolvidas nos diferentes processos de medição A incerteza do tipo A é relacionada aos fatores aleatórios que ocorrem durante as medições excluindo todo e qualquer tipo de erro de medição sendo uma estimativa estatística do intervalo mais provável onde o valor exato se encontra De acordo com Link 1997 a melhor estimativa de uma grandeza que varia aleatoriamente é a média das N medidas efetuadas e é calculada por 61 onde é o valor médio das N medidas A estimativa da incerteza das N medidas de x é dada pelo desvio padrão da média em relação ao valor médio 71 62 63 Sempre que mais de uma medição de uma mesma grandeza for realizada em um único ensaio a incerteza do tipo A UA é calculada a partir do desvio padrão da média Comumente o número de repetições de uma medição varia de 3 a 10 por motivos práticos e econômicos Dessa maneira de acordo com a distribuição padrão de Gauss a probabilidade de o valor Xverdadeiro estar dentro do intervalo medido é 68 Estatisticamente quanto maior a amostragem maiores as chances de que Xverdadeiro esteja dentro do intervalo Dessa maneira para pequenas amostras utilizase o coeficiente tp de Student conhecido como fator de abrangência em função do grau de liberdade ν n1 e do nível de confiança Pc Em particular para medição do tempo de consumo de 30 ml de combustível a qual foi realizada duas vezes por rodada de teste foi adotada uma metodologia diferente para o cálculo da incerteza do tipo A Como duas medidas é um valor muito pequeno para se utilizar da distribuição padrão de Gauss e do coeficiente de Student utilizouse da regra do desvio padrão como incerteza de medição em medida única apresentada por Taylor 1997 De acordo com o autor quando uma medida não pode ser repetida por várias vezes tanto por motivos técnicos quanto econômicos podese utilizar de dados de medidas anteriores realizadas com o mesmo instrumento de medição para determinar a incerteza do tipo A Assim a incerteza do tipo A é igual ao desvio padrão da série de medições anteriores A incerteza do tipo B é calculada a partir de informações acessórios e externas ao processo de medição Essas informações são obtidas de resultados de medições similares anteriores experiência ou comportamento do instrumento dados do fabricante dados fornecidos por certificados de calibração estimativa do limite superior e inferior da escala de medição etc O cálculo de cada incerteza do tipo B Ub é realizado da seguinte maneira 64 72 onde B é o atributo referente ao instrumento de medição que gera a incertezamenor resolução incerteza provinda do fabricante variação de temperatura entre outras e k é o coeficiente relacionado ao tipo de distribuição da probabilidade de que o valor medido esteja dentro de determinado intervalo Seguiramse os valores apresentados por Melo et al 2012 Tabela 61 Valores de k para o cálculo de incerteza do tipo B k Tipo de distribuição Fonte da incerteza Retangular Quando o valor k não for apresentado no certificado de calibração Retangular Menor escala de instrumentos com indicadores digitais ou resolução presente no manual de sensores sem indicador Triangular Sensores e instrumentos de medição com indicadores analógicos Para o cálculo das incertezas de medição de funções com mais de uma variável como a potência brake onde BPower RPM BTorque utilizouse o método de propagação de incertezas para variáveis não correlacionadas Supondo qx1 x2xn temse a propagação das incertezas das variáveis x1 x2xndada por 65 Já a incerteza combinada UC é igual a raiz quadrada da soma dos quadrados das incertezas do tipo A e B dada por 66 É importante salientar que todos os cálculos de incerteza de medição foram realizados para um nível de confiança Pc de 95 Como o número de graus de liberdade das incertezas do tipo B é igual a infinito considerouse o fator de abrangência tp igual a 2 Link 1997 Para as incertezas do tipo A o valor foi estimado através de dados tabelados Como o grau de 73 liberdade efetivo da incerteza combinada em todos os casos levou a valores de fator de abrangência muito próximo de 2 utilizouse o valor tp igual a 2 Assim a incerteza expandida UE pode ser calculada através de 67 62 Cálculo dos parâmetros experimentais 621 Cálculo da rotação média Como todos os dados foram adquiridos a uma taxa de aquisição de 130 kHz o período entre dois sinais do sensor Hall utilizado como trigger pode ser utilizado como parâmetro para o cálculo da frequência instantânea de cada revolução do motor Dessa maneira a frequência instantânea e a frequência média em RPM do motor são dadas respectivamente por 68 69 Para simplificação da escrita o termo RPMmédia será apresentado daqui para frente apenas como RPM Calculando o desvio padrão das amostras de rotação instantâneas temse a incerteza do tipo A A incerteza do tipo B devido à resolução mínima da mensuração do período é de ordem muito menor que a incerteza do tipo A e por isso não foi levada em consideração 622 Cálculo do índice λmédio O coeficiente de excesso de ar λ comumente utilizado para representar a condição da carga que é admitida pelo motor representa a relação entre a razão arcombustível que está 74 sendo admitida pelo cilindro e a relação estequiométrica para queima completa do combustível e é o inverso do coeficiente de equivalência φ Guibet e FaureBirchem 1997 610 Como os dados da sonda lambda foram adquiridos para cada ciclo calculouse o λmédio dos ciclos analogamente ao cálculo da rotação média 611 Para simplificação o termo de λmédio de agora em diante será descrito apenas como λ De acordo com o manual da sonda lambda utilizada Manual sonda lambda Bosch LSU 42 2010 a incerteza da medição na faixa de λ 1 é 1016 0007 Como a variação de lambda se manteve sempre entre 08 e 12 utilizouse o valor de 001 para o cálculo da incerteza de medição do tipo B além de considerar uma distribuição retangular para incerteza da menor escala admitida como 001 A incerteza do tipo A foi calculada a partir do desvio padrão dos valores de λinst Para o cálculo da incerteza combinada Uc λmédio foi utilizada a regra da raiz da soma do quadrado das incertezas 623 Cálculo do consumo de etanol admitido por ciclo O consumo volumétrico de 30 ml 3105 m³ de mistura combustível foi mensurado através de bureta de medição com resolução de 02 ml 2107 m³ Para calcular a massa de etanol consumida utilizouse a massa específica das misturas de combustível e a relação de pesos informados pela caracterização do combustível 612 75 Como a incerteza de medição do densímetro é de ordem muito pequena utilizouse apenas a incerteza de medição proveniente da menor escala da bureta admitindo uma distribuição triangular para o cálculo da incerteza de medição do tipo B O tempo para o consumo dos 30 ml de combustível foi mensurado através de cronômetro digital com menor escala igual a 001 s e foi admitida distribuição de incerteza retangular para o cálculo da incerteza do tipo B Como foram tomados apenas dois tempos em cada rodada de cada combustível o valor médio texp foi admitido para os cálculos posteriores Para o cálculo da incerteza do tipo A utilizouse da regra do desvio padrão para uma única medição O desvio padrão foi calculado para 50 repetições de medidas de 10 s sendo que o valor medido foi de 1018 0026 s com nível de confiança de 68 sendo o desvio padrão 0187 Para estender o nível de confiança do desvio padrão para 95 utilizouse do fator tp 201 resultado em 0377 utilizado como valor de incerteza do tipo A para a medição do tempo Assim a massa de etanol por ciclo foi calculada através da seguinte relação em que nr é o número de revoluções por ciclo igual a 2 para o ciclo quatro tempos 613 Para o cálculo da incerteza de medição da massa de etanol por ciclo do motor foi utilizado o cálculo da propagação das incertezas combinadas para uma função com várias variáveis tomando a seguinte forma 614 76 624 Cálculo do consumo de ar admitido por ciclo A massa de ar admitida por ciclo foi calculada através da relação de excesso de ar λ conforme utilizado por Melo et al 2012 Admitindose a relação arcombustível estequiométrica para queima do etanol igual a 9 Heywood 1988 temse 615 Para o cálculo da incerteza de medição combinada Uc utilizouse o procedimento do cálculo para incerteza de funções com diversas variáveis 625 Cálculo do consumo de água admitido por ciclo O cálculo do consumo de água por ciclo é análogo ao cálculo de consumo de etanol por ciclo assim o equacionamento é 616 617 O cálculo da incerteza de medição foi realizado através do cálculo da propagação das incertezas combinadas para uma função com várias variáveis de maneira análoga ao cálculo utilizado para a incerteza da massa de etanol por ciclo Como o software GTPower considera os elementos não combustíveis como ar para facilitar a comparação entre os resultados experimentais e resultados simulados pelo software a variável representa a soma das quantidades de ar e combustível admitidas em um ciclo de operação do motor A incerteza combinada associada a essa variável foi calculada através da incerteza em somas e diferenças 77 626 Cálculo do Torque Brake O cálculo do BTorque ou torque de eixo promovido pelo motor em determinada condição de operação foi medido multiplicandose o valor de carga lido pelo sistema de medição da célula de carga ALFA Instruments modelo SV2000 multiplicada pela distância de instalação da célula de carga até o centro do eixo do freio 618 Para o cálculo da incerteza de medição do torque utilizandose da calibração da célula de carga calculouse a incerteza de medição da equação de calibração da célula de carga obtida através do método dos mínimos quadrados determinada através do método apresentada por Taylor 1997 619 onde Fi é o valor nominal da carga utilizada em cada um dos N pontos de calibração e A Bxi é a equação obtida através do método dos mínimos quadrados Foram utilizados N10 pontos de calibração repetidos 5 vezes Para a incerteza de medição do braço de alavanca d foram realizadas 10 medições com paquímetro para o cálculo de incerteza de medição do tipo A e considerouse também o erro da escala do paquímetro A incerteza expandida de BTorque é dada pela incerteza combinada calculada através da incerteza de medição de uma função com mais de uma variável multiplicada pelo fator de abrangência 2 627 Cálculo da Potência Brake A BPower Potência Brake ou de eixo que representa a taxa com que o trabalho de eixo é desenvolvido foi calculada através da equação 620 78 A incerteza combinada de medição é dada através do cálculo de propagação de incertezas de uma função com diversas variáveis Foi utilizado um fator de abrangência igual a 2 628 Cálculo do Consumo de combustível específico Brake O consumo específico de combustível Brake BSFC é dado pela taxa de alimentação de combustível em relação à potência de eixo 621 As incertezas de medição são calculadas da mesma maneira que apresentado para BPower 629 Cálculo da Eficiência Brake A eficiência de conversão de combustível da máquina térmica ou eficiência brake demonstra o percentual de energia do combustível que efetivamente é transformada em de eixo A relação utilizada para seu cálculo é dada pelo inverso do produto do BSFC pela energia do combustível QHV 622 Como a função possui apenas uma variável considerando QHV do etanol constante a incerteza de medição relativamente é igual à incerteza de BSFC 63 Cálculo dos parâmetros simulados pelo GTPower A formulação utilizada pelo software GTPower para o cálculo dos parâmetros de desempenho avaliados no trabalho é apresentada a seguir As unidades apresentadas entre 79 parênteses são as unidades padrão utilizadas pelo software A conversão dos parâmetros para outras unidades é realizada durante o pósprocessamento no software GTPost IMEP Pressão média efetiva indicada bar 623 ISFC Consumo específico de combustível indicado do cilindro gkWh 624 IEff Eficiência indicada do cilindro 625 HTAV Taxa média de transferência de calor do cilindro kW 626 HTR Transferência de calor percentual em relação à energia total do combustível do cilindro 627 nr Número de rotações por ciclo duas no caso de motor quatro tempos 80 dPcyl Taxa máxima de aumento de pressão barºCA 628 VolEff Eficiência volumétrica do cilindro fração 629 airin Gases não queimados e não combustíveis atravessando a válvula de admissão mgciclo 630 Taxa mássica de gases não queimados e não combustíveis através da válvula de admissão kgs trair Gases não queimados e não combustíveis no cilindro no ciclo difere de airin devido à fração de gases que passa diretamente pelo cilindro durante o cruzamento de válvulas mg trappc Taxa de aprisionamento de gases no cilindro fração 631 fuelman Vazão de combustível através das válvulas de admissão mgciclo 81 632 Taxa mássica de combustível instantânea através das válvulas de admissão kgs fueltott Consumo total de combustível por ciclomgciclo 633 fuelinj Massa de combustível injetada diretamente no cilindro igual a zero para injeção PFI mgciclo fuelnrg Energia total proveniente de combustível entrando no cilindro J 634 LHVf Poder calorífico inferior do combustível Jkg HVAPf Calor latente de vaporização do combustível Jkg Taxa mássica de combustível instantânea através das válvulas de admissão no estado gasoso kgs Taxa mássica de combustível instantânea através do cilindro no estado líquido kgs BMEP Pressão média efetiva de eixo bar 635 FMEP Pressão média efetiva de atrito 82 636 A Coeficiente do modelo fricção referente à parte constante da FMEP B Coeficiente do modelo fricção referente ao fator do pico de pressão do cilindro C Coeficiente do modelo fricção referente ao fator davelocidade média do pistão D Coeficiente do modelo fricção referente ao fator quadrático da velocidade média do pistão Os valores de A B C e D utilizados no trabalho são 1 bar 0006 01 barms e 12104 barms² respectivamente Pressão máxima no cilindro i durante o ciclo atual Velocidade média do pistão i ms 637 Si Velocidade instantânea do pistão i ms BEff Eficiência de conversão da máquina térmica 638 BSFC Consumo específico de combustível da máquina térmica gkWh 639 BTorque Torque brake Nm 640 641 83 Torque brake instantâneo Nm Inércia do eixo de manivelas kg m2 Aceleração instantânea do eixo de manivelas 1s2 Torque instantâneo do eixo Nm 642 Torque instantâneo no munhão Nm 643 onde as forças e são obtidas através da decomposição da força Pit devido à pressão dos gases dentro do cilindro agindo sobre a cabeça do pistão pelo ângulo αit conforme apresentado pela Figura 61 Torque devido aos dispositivos anexados ao motor modelado igual a zero no presente caso uma vez que não é possível saber exatamente quanto de torque cada dispositivo necessita para o seu funcionamento O valor desse parâmetro acaba fazendo parte do coeficiente A do modelo de atrito Nm Torque devido ao atrito Nm 644 BPower Potência Brake kW 645 84 Figura 61 Esquema de decomposição de forças no virabrequim 85 7 RESULTADOS O objetivo principal do trabalho é avaliar o desempenho de um motor ciclo Otto operando com etanol hidratado em diferentes percentuais de hidratação O presente capítulo apresenta os resultados dos procedimentos experimentais realizados para a obtenção de dados para alimentar a simulação computacional Apresenta também os resultados da simulação computacional com ênfase na análise do processo de combustão 71 Resultados experimentais Nesta seção apresentamse os resultados dos ensaios com ponto de ignição fixo denominado PF Ponto Fixo avanço de ignição fixo em 65 ºCA e os resultados dos ensaios com ponto de ignição variável buscando o MBT mínimo avanço de ignição para máximo torque provenientes do procedimento experimental Os gráficos são apresentados em função do conteúdo volumétrico de água no combustível fração ou em função da posição angular do eixo de manivelas em graus ºCA Durante todos os ensaios buscouse manter a BMEP do motor constante o que se verificou indiretamente que ocorria com em torno de25 da potência do sistema de controle de frenagem Este foi o parâmetro incial após o qual se calculou e verificou o valor de BMEP atingido Buscouse uma faixa intermediária de BMEP que propiciasse operação em todas as condições de testes propostas A BMEP máxima não foi atingida para evitar problemas de superaquecimento devido à falta de capacidade de arrefecimento do motor originalmente desenvolvido para operação em ciclo Diesel A rotação do motor foi mantida o mais próximo possível de 1800 RPM rotação utilizada em motores de geradores elétricos devido à frequência da rede elétrica brasileira Como a rotação foi controlada manualmente assim como o índice λ utilizado para controle da relação arcombustível foi bastante difícil manter a rotação em 1800 RPM e a relação arcombustível estequiométrica A válvula borboleta de controle de aceleração foi mantida em posição fixa de modo a propiciar eficiência volumétrica constante A cada novo teste abertura da válvula borboleta era reposicionada de maneira a propiciar as condições de teste padrão para cada combustível mesma faixa de BMEP rotação de 1800 RPM λ 1e avanço de ignição de acordo com o teste 86 A Tabela 71 apresenta as medições e respectivas incertezas de medição das rotações médias os valores de λmédio e avanços de ignição utilizados em cada ensaio PF e MBT para cada combustível para os 40 ciclos Houve certa discrepância nos valores absolutos da rotação média na qual foram realizados os testes em relação aos 1800 RPM assim como nos valores de λmédio Dessa maneira para cada simulação utilizaramse as rotações do ensaio experimental Tabela 71 Parâmetros de funcionamento do motor em diferentes procedimentos experimentais COMB MBT PF Rotação média RPM λmédio Avanço de ignição CA BTDC Rotação média RPM λmédio Avanço de ignição CA BTDC E95W5 1776 040 108 0019 650 1830 090 107 0018 650 E90W10 1806 040 111 0018 800 1801 040 107 0018 650 E80W20 1801 070 108 0018 1100 1828 236 109 0018 650 E70W30 1822 030 108 0018 1625 1852 054 108 0017 650 E60W40 1824 106 111 0017 2025 1830 046 109 0017 650 Não foi possível alcançar maiores avanços de ignição no teste MBT devido à ocorrência de detonação detectada diretamente através do sinal do transdutor de pressão do cilindro eou aumento de ruído de combustão que por vezes se caracterizava como detonação A Tabela 72 apresenta os dados medidos e incertezas de medição de torque do eixo BTorque a potência no eixo BPower e a BMEP Brake Mean Effective Pressure para os dois tipos de testes efetuados e diferentes combustíveis Tabela 72 Brake Torque Brake Power e BMEP em diferentes procedimentos experimentais COMB MBT PF BTorque Nm BPower kW BMEP kPa BTorque Nm BPower kW BMEP kPa E95W5 332 036 618 013 6252 270 337 036 646 014 6344 271 E90W10 329 036 623 014 6195 270 359 036 677 014 6756 271 E80W20 349 036 658 014 6570 271 339 036 649 014 6382 273 E70W30 359 036 685 014 6758 271 359 036 697 014 6757 271 E60W40 329 036 629 014 6195 271 349 036 669 014 6569 271 87 A variação do torque é resultado da combinação da variação de carga imposta pelo sistema de controle de frenagem variação da rotação do motor e variabilidade cíclica do motor Como consequência a distribuição dos valores de BMEP mantevese dentro dos intervalos em relação às médias dos valores de BMEP de 311 569 e 331 298 para os testes MBT e PF respectivamente Através da medição do tempo para o consumo de 30 ml de mistura combustível calculouse a taxa volumétrica de consumo de combustível e conhecendose a composição de cada combustível foi calculada a taxa mássica de consumo para a mistura combustível etanol e água Utilizandose os dados de potência de eixo e consumo de combustível em cada teste podese calcular o BSFC Brake Specific Fuel Consumption e a eficiência de conversão de energia do combustível em trabalho de eixo ou BEff Brake Efficiency A Tabela 73 apresenta os dados medidos e incertezas de medição relacionadas ao tempo de consumo e quantidades de consumo de combustível por ciclo A Figura 71 a e b apresenta o comportamento do consumo específico de combustível e o comportamento da eficiência de conversão de combustível em função do percentual de água no combustível Tabela 73 Consumo de combustível Comb MBT PF Tempo para consumo de 30 ml de mistura combustível s Consumo de etanol por ciclo mg Consumo de água por ciclo mg Tempo para consumo de 30 ml de mistura combustível s Consumo de etanol por ciclo mg Consumo de água por ciclo mg E95W5 2686 037 560 17 55 02 2571 038 574 17 47 02 E90W10 2530 037 559 18 95 03 2267 038 600 20 106 04 E80W20 2190 037 573 21 212 08 2203 038 565 20 203 08 E70W30 1916 037 570 23 345 14 1860 038 575 24 352 15 E60W40 1637 037 574 27 522 25 1527 038 610 31 562 28 Analisando a Tabela 73 percebese que o consumo mássico de combustível dos testes PF foram maiores do que o consumo de combustível dos testes MBT na comparação entre cada combustível Devese salientar que a potência de frenagem imposta pelo freio a rotação e o λmédio não são iguais em todos os testes porém em geral houve melhores resultados de BEff nos testes com avanço de ignição próximo ao MBT como apresentado em Tsao e Wang 88 1984 A variação de posição angular ºCA para MBT devese a diferentes propriedades da carga o que ocasiona diferentes taxas de desenvolvimento e propagação de chama através da câmara de combustão Heywood 1988 Ao distanciar o avanço de ignição do MBT há redução de torque do motor e para manutenção de uma mesma carga há aumento do consumo e redução da eficiência Brewster et al 2007 a b Figura 71a Consumo específico de combustível b Eficiência de conversão de combustível O comportamento de redução de BSFC apresentado pela Figura 71 a indica que o aumento do grau de hidratação do combustível até certo limite nas condições do trabalho levam ao aumento de eficiência de conversão de combustível Figura 71 b Para o limite de hidratação de 40 de água na mistura combustível a combustão é deteriorada e perde eficiência levando a um aumento considerável de BSFC A temperatura dos gases de exaustão é apresentada pela Tabela 74 O comportamento de redução da temperatura com o aumento do percentual de água no ensaio MBT pode ser atribuído em parte ao aumento do avanço de ignição Com maiores avanços de ignição a queima da carga dentro do cilindro acaba cedo em relação à abertura da válvula de exaustão comparada com menores valores de avanço de ignição e a maior parte da energia está disponível para transformação em trabalho durante as fases iniciais de expansão dos gases Outro ponto apontado na literatura para a redução da temperatura é o aumento do calor específico da carga com a adição de água Brewster et al 2007 O aumento de temperatura dos gases de escape do ensaio PF em relação ao MBT demonstra que uma parte da energia Conteúdo volumétrico de água Conteúdo volumétrico de água 89 que antes era transformada em trabalho agora é perdida para o ambiente reduzindo assim a BEff do sistema Já o aumento da temperatura com o aumento do conteúdo de água sugere ocorrência de taxas de queima mais lentas como pode ser observado na Figura 72 Taxas de queima mais lentas levam a menores gradientes de pressão e menores picos de pressão reduzindo também as temperaturas máximas dentro do cilindro evitando detonação Por outro lado o aumento da duração de combustão reduz a eficiência do sistema por afastar o ciclo de funcionamento real do motor do ciclo Otto ideal de volume constante Tabela 74 Temperaturas dos gases de exaustão COMB Temperatura K MBT PF E95W5 813 823 E90W10 816 825 E80W20 807 835 E70W30 793 836 E60W40 791 811 Figura 72 Pressão instantânea no cilindro para diferentes conteúdos de água e avanço de ignição fixo A Figura 73 apresenta a pressão instantânea no coletor de admissão em função de CA para os combustíveis E95W5 E80W20 e E70W30 A temperatura do ar de admissão se manteve muito próxima à temperatura ambiente 306 K e essa foi admitida como a 90 temperatura utilizada nas simulações A Figura 74 apresenta a pressão instantânea de exaustão em função de ºCA já corrigida de acordo com o procedimento apresentado na seção de criação do modelo computacional para os combustíveis E90W10 e E60W40 Em ambas as figuras podem ser notados decréscimos abruptos da pressão muito próximo ao TDCF e nas fases de compressão e exaustão Tratamse de ruídos induzidos pelo sistema de ignição e ruídos causados por vibrações mecânicas Figura 73 Pressão instantânea medida no duto coletor de admissão utilizada como condição de contorno na simulação computacional Figura 74 Pressão instantânea medida no duto coletor de exaustão utilizada como condição de contorno na simulação computacional 91 72 Resultados da Simulação Computacional A seguir são apresentados os resultados das simulações computacionais realizadas através do software GTPower utilizando os dados de entrada fornecidos pelo procedimento experimental 721 Resultados da simulação do teste Ponto Fixo PF A Tabela 75 apresenta as comparações entre valores experimentais e simulados das vazões mássicas de ar e de etanol admitidas no cilindro por ciclo Como o software GT Power considera todos os elementos não combustíveis como parte constituinte do elemento Air se faz necessária a soma das massas de ar e água obtidas do procedimento experimental admitidas no cilindro por ciclo para a comparação Também são apresentadas as diferenças percentuais e a incerteza expandida percentual das medições UE Todos os valores de diferença percentual entre os dados experimentais e simulados são menores que a UE exceto para o combustível E90W10 em que a massa de etanol admitida por ciclo foi em torno de 1 maior que o limite da incerteza experimental Tabela 75 Comparação entre dados de vazões mássicas por ciclo simuladas GTPower e experimentais exp para os casos de testes PF Ar Etanol Ar GT Power mg ArH2O exp mg Dif Percent Ue exp EtOH GT Power mg EtOHexp mg Dif Percent Ue exp TESTE PF E95W5 5331 5575 46 78 581 574 12 31 E90W10 5557 5884 59 82 626 600 44 34 E80W20 5653 5743 16 87 576 565 20 36 E70W30 6070 5939 22 99 595 575 34 42 E60W40 6337 6544 33 117 600 610 17 50 O motivo dos dados de massa de ar ArH2O exp ou seja do teste experimental do teste PF não aumentar linearmente com a adição de água é decorrente de uma combinação de fatores Entre eles o fato de que a carga imposta ao motor para os diferentes combustíveis não foi constante em todos os testes apesar da carga do sistema de frenagem ter sido mantida constante em 25 da sua capacidade houve ainda algum tipo de variação na potência de 92 frenagem que pode ser atribuída a variações no comportamento dinâmico do sistema de frenagem com o tempo como por exemplo a variação do torque de frenagem com o tempo característica apresentado no manual do sistema de frenagem Outro fator é a variação de λmédio que não se manteve constante em todos os testes experimentais que somada ao fato de que tanto para maiores cargas quanto para o aumento do conteúdo de água nos combustíveis a abertura da borboleta tende a ser maior para propiciar admissão de mais ar por ciclo e manter a relação estequiométrica constante para maiores quantidades de etanol sendo admitidas por ciclo Além disso o etanol quando utilizado em motores de injeção tipo PFI tem efeito direto na eficiência volumétrica do motor devido ao seu alto calor latente de vaporização Breaux 2009 Considerando a mistura etanol e água a fração vaporizada durante a injeção tende a ter comportamentos diferentes para diferentes frações de etanol e água na mistura Esse comportamento não foi diretamente estudado apesar de ter sido modelado através da redução linear da fração vaporizada com o conteúdo de água na mistura mas foi possível perceber pela simulação computacional que é de grande importância e influência no desempenho do motor e pode haver discrepância entre o modelo de vaporização e o fenômeno real Mesmo assim todas as diferenças percentuais de vazão mássica de etanol por ciclo se mantiveram menores que 5 Para as vazões mássicas de ar a diferença percentual máxima foi de 59 Esses dados indicam boa concordância da eficiência volumétrica calculada pelo software através do método dos volumes finitos e do procedimento experimental A Figura 75 apresenta o diagrama PxV com os dados simulados e medidos para o combustível E70W30 Como pode ser visto há boa concordância em todas as faixas do diagrama porém é difícil avaliar a concordância da área do Pump Loop fases de exaustão e admissão enquanto as válvulas estão abertas Dessa maneira se faz necessária a avaliação através de diagramas logPlogV os quais maximizam as discrepâncias em todas as fases do ciclo e permitem melhor avaliação da concordância das pressões indicadas e simuladas A Figura 76 apresenta o diagrama logP logV das pressões medida e simulada no cilindro para o combustível E90W10 Como pode ser observado pela figura há também boa concordância entre os dados dos ciclos de troca de gases as pressões de admissão e exaustão são bastante coerentes A pequena discrepância no final do ciclo de exaustão e início do ciclo de admissão pode ser atribuída em parte à menor sensibilidade do sensor de pressão em baixas pressões e 93 pequenos gradientes e também ao método de obtenção e utilização do coeficiente de descarga da válvula de admissão esse aspecto será discutido no decorrer da seção Figura 75 Diagrama PxV E70W30 PF Figura 76 Diagrama logP logV E90W10 PF 94 A Figura 77 apresenta o comportamento da pressão simulada comparada com a experimental em função de CA com ênfase na fase de combustão para os combustíveis E95W5 E80W20 e E60W40 Figura 77 Pressões instantâneas no cilindro comparação entre casos PF Percebese a boa concordância das fases de combustão em todas as curvas apresentando tanto comportamento quanto valores atingidos bastante semelhantes Há pequena discrepância nas curvas do final da fase de compressão com combustível E60W40 Essa discrepância poderia ser inicialmente atribuída à diferença entre as eficiências volumétricas da simulação e do procedimento experimental Além disso é importante ressaltar que o fenômeno de evaporação da água dentro do cilindro foi representado através de um modelo fenomenológico empírico o qual foi ajustado arbitrariamente Com o aumento do conteúdo de água no combustível as discrepâncias aumentam em maior escala pois a fração volumétrica de vapor dágua no ar tornase consideravelmente mais importante A Figura 78 apresenta a fração mássica acumulada de combustível queimado Como apresentado na literatura Harrington 1982 Brewster et al 2007 o aumento do conteúdo de água na mistura combustível reduz consideravelmente sua velocidade de queima Como pode ser percebido a combustão acontece em etapas bem distintas e bem visíveis Primeiramente de zero até aproximadamente 10 temse a fase inicial de desenvolvimento da chama 95 Percebese a segunda fase de queima mais rápida de 10 a aproximadamente 50 de fração mássica queimada Isto pode estar ligado às altas velocidades do escoamento dentro da pré câmara de combustão e durante a fase de propagação da chama da précâmara para a câmara principal Uma terceira fase de queima mais lenta que se estende dos 50 até o final da combustão ligada à queima do restante da carga situada na câmara de combustão principal O ângulo onde ocorre a modificação da inclinação da reta que constitui a segunda fase de combustão ocorre próximo ao ângulo de pressão máxima do cilindro Figura 78 Frações mássicas acumuladas de combustível queimado em função de ºCA dos casos PF 722 Resultados da simulação do teste com avanço de ignição variável MBT A Tabela 76 apresenta a comparação entre os dados das vazões mássicas provenientes do procedimento experimental e da simulação Em geral todas as simulações apresentaram boa concordância com os resultados experimentais assim como demonstrado na análise do teste PF Devese salientar o aparecimento de um ruído de fonte desconhecida o qual pode ser observado com maior detalhes através de análise do diagrama logPlogV Este ruído sempre 96 aparece na mesma posição angular em todos os gráficos e para todos os combustíveis quando o sentido de movimentação do pistão é do BDC para o TDC Ele pode ser notado com maior intensidade na fase de exaustão porém também está presente na fase de compressão Dessa maneira supõese que seja proveniente de algum evento mecânico do motor descartandose eventos de válvula os quais acontecem fora do intervalo do ruído e ruído devido à ignição Tabela 76 Comparação entre dados de vazões mássicas por ciclo simuladas GTPower e experimentais exp para os casos de testes MBT AR Etanol Ar GT Power mg ArH2O exp mg Dif Percent UE exp EtOH GT Power mg EtOHexp mg Dif Percent UE exp Teste MBT E95W5 5305 5498 36 75 545 560 27 30 E90W10 5329 5679 66 77 555 559 07 32 E80W20 5886 5784 18 87 582 573 16 36 E70W30 6103 5889 36 97 589 570 33 41 E60W40 6215 6252 06 110 566 574 13 47 A inversão no comportamento de etanol injetado por ciclo para o combustível E60W40 para o caso simulado ocorreu porque quanto mais etanol era injetado maior a ocorrência de discrepâncias nas pressões máximas dos ciclos experimental e calculado Assim a quantidade de etanol injetada teve de ser ajustada Mesmo assim apesar da inversão do comportamento a diferença apresentase dentro da incerteza percentual de medição expandida A Figura 79 apresenta a comparação entre a simulação e medição da pressão do cilindro através de diagrama PxV para o combustível E80W20 com detalhe no fenômeno do ruído A Figura 710 apresenta o diagrama logPlogV do combustível E60W40 comparando a simulação e medição 97 Figura 79 Diagrama PxV E80W20 MBT Detalhe para ruído de fonte desconhecida Figura 710 Diagrama LogP LogV E60W40 MBT Comparação simulação e experimental 98 Percebese em todos os diagramas logPlogV apresentados que existe uma certa diferença entre as curvas simuladas e medidas nas fases iniciais de exaustão e admissão quando as válvulas estão abrindo e o pistão invertendo o sentido de movimentação Essa discrepância está associada ao coeficiente de descarga da válvula informado ao software Primeiramente a obtenção experimental do coeficiente de descarga foi realizada em diferentes lifts para apenas um diferencial de pressão de 2491 kPa 10 de coluna dágua devido às limitações no equipamento de mediçãobancada de fluxo disponível Sabese que o coeficiente de descarga varia de acordo com o diferencial de pressão e para melhores resultados o coeficiente de descarga deveria ser informado tanto em função do lift quanto de diferenças de pressões de teste Outro motivo são as discrepâncias geradas pelas incertezas de medição da bancada de vazão que não declara o fator de abrangência nem o nível de confiança da calibração dos orifícios A Figura 710 apresenta as frações mássicas acumuladas de combustível queimado em função de ºCA As curvas seguem o mesmo comportamento já apresentado para os casos PF com a diferença de que com o aumento do avanço de ignição as taxas de queima dadas pelas derivadas das curvas são reduzidas para maiores conteúdos de água Figura 711 Frações mássicas acumuladas de combustível queimado em função de ºCA dos casos MBT 99 723 Comparação dos resultados dos testes PF e MBT A mudança nos perfis de pressão para um mesmo combustível com diferentes avanços de ignição fica evidente na comparação apresentada pela Figura 712 Com o avanço de ignição em direção ao MBT temse o pico de pressão mais próximo ao TDC como apresentado pela Figura 713 a e b Figura 712 Pressão instantânea em função de CA Comparação de diferentes avanços de ignição O motivo de valores tão extremos para os casos E60W40 MBT e PF podem ser atribuídos diretamente aos avanços de ignição Em decorrência de ponto de ignição bem avançado MBT há maiores aumentos de temperatura e pressão na fase inicial da combustão o que gera maiores taxas de queima nessa fase aumentando cada vez mais a temperatura e pressão até o pico de pressão que ocorre próximo ao início da terceira fase de queima Nesse ponto devido ao elevado conteúdo de água e à grande superfície da câmara de swirl a perda de calor para as paredes é consideravelmente grande e assim as taxas de queima são bastante reduzidas Isso também leva à queda do pico de pressão com maiores gradientes que no caso do PF No caso PF o avanço de ignição está muito longe do MBT e a fase inicial de queima ocorre tardiamente fazendo com que o pico de pressão ocorra distante do TDC Assim a 100 pressão máxima desse teste é bem menor que a do teste MBT e as etapas de queima tendem a ser mais longas e apresentarem taxas de queima menores como será discutido mais à frente Esse comportamento diferente entre os casos MBT e PF aumentam com o conteúdo de água e com o avanço de ignição como pode ser visto pelo comportamento do pico de pressão apresentado pela Figura 713 a e b a b Figura 713 a CA do Pico de pressão em função do conteúdo de água na mistura b Pressão máxima no cilindro em função do conteúdo de água na mistura Com o avanço do pico de pressão em direção ao MBT o motor tende a ser mais eficiente porém assim como nos motores comerciais o avanço de ignição pode estar limitado pela ocorrência de detonação que causa danos ao motor Assim o avanço de ignição do motor para os testes MBT foi limitado por ruídos de combustão eou detonação para casos onde o combustível apresentava menores conteúdos de águaCom a adição de água no combustível o funcionamento estável do motor foi alcançado para maiores avanços de ignição e o pico de pressão se aproximou cada vez mais do ponto morto superior Devese ressaltar que no caso PF a pressão máxima no cilindro para o combustível E90W10 foi maior do que no caso E95W5 devido à carga relativamente maior com a qual o motor trabalhou devido a limitações do controle do sistema de frenagem que não permitiu aplicação de potência de frenagem constante A temperatura máxima dos gases na zona queimada tende a se manter no mesmo patamar para diferentes avanços de ignição e um mesmo combustível assim como apresentado pela Figura 714 A temperatura máxima dos gases na da zona nãoqueimada Conteúdo volumétrico de água Conteúdo volumétrico de água 101 aumenta com o avanço do ponto de ignição em direção ao MBT para uma mesma mistura de combustíveis A redução da temperatura da zona dos gases nãoqueimados com o aumento do conteúdo de água na mistura combustível demonstra maior resistência à detonação como já apresentado por Harrington 1982 e Christensen e Johansson 1999 Esses efeitos podem ser visualizados pela Figura 715 a e b O aumento da resistência à detonação propiciada à mistura devido à adição de água abre oportunidades de utilização de maiores relações de compressão com consequente aumento da eficiência térmica do motor Figura 714 Comparação entre as temperaturas das zonas queimada e nãoqueimada do combustível E70W30 para os casos PF e MB a b Figura 715 a Temperatura máxima da carga do cilindro b temperatura máxima da zona de gases nãoqueimados do cilindro Conteúdo volumétrico de água a Conteúdo volumétrico de água b 102 Em relação à taxa de liberação de calor apresentadas pelas Figura 716 e Figura 717 podese perceber que existem duas zonas bem características A primeira com picos mais altos de liberação de calor é referente à propagação de chama dentro da précâmara Esta devido ao tipo de câmara swirlchamber acelera a combustão mediante a produção de altos níveis de turbulência temperatura e elevada homogeneização da mistura quando esta é comprimida a partir do cilindro para a précâmara Após o consumo da carga fresca na pré câmara a frente de chama se propaga para a câmara principal Esta no entanto possui alta razão superfícievolume o que ocasiona grande perda de calor para as paredes do cilindro cabeçote e pistão contribuindo para uma menor taxa de liberação de calor combustão lenta que se evidencia pela segunda zona praticamente plana de menores valores de taxa de liberação de calor Quando a quantidade de água é aumentada no entanto os picos de pressão diminuem devido ao maior calor específico da carga sendo seguidos por uma larga zona de combustão na câmara principal com taxas de liberação de calor ainda menores Figura 717 Para todos os combustíveis o comportamento apresentado foi o mesmo Figura 716 Taxas de liberação de calor normalizadas pela energia total do combustível para o combustível E95W5 casos PF e MBT 103 Figura 717 Taxas de liberação de calor normalizadas pela energia total do combustível para o combustível E60W40 casos PF e MBT Percebese pela Figura 716 que apesar da pequena diferença na carga imposta ao motor e devido a outros parâmetros de funcionamento o comportamento da taxa de liberação de calor aparente para o E95W5 foi o mesmo apresentando inclusive dois patamares durante a fase de combustão envolvendo a précâmara e propagação inicial pela câmara de combustão A Figura 718 apresenta a fração acumulada de combustível queimado para os combustíveis E95W5 e E60W40 para os casos MBT e PF e demonstra que apesar da certa diferença pontual da taxa de liberação de calor aparente apresentada na Figura 716 a fração acumulada de combustível queimado é muito semelhante A Figura 717 demonstra que com o aumento do avanço de ignição a etapa de queima da carga na précâmara de combustão e propagação inicial da chama pela câmara principal passa a ocorrer mais rapidamente e envolve maiores gradientes de taxas de liberação de calor Na etapa final da queima do combustível na câmara de combustão ocorre a maior taxa para o caso MBT porém há mais combustível a ser queimado e consequentemente o intervalo angular para queima completa da carga acaba sendo praticamente o mesmo como pode ser observado na Figura 719 104 Figura 718 Fração acumulada de combustível queimado comparação entre casos PF e MBT A Figura 719 a ainda demonstra que o avanço de ignição propicia que a duração de combustão mantenhase em um mesmo patamar para as diferentes misturas de etanol e água ao redor de 25 CA para a combustão de 1090 da carga excluindo o combustível E60W40 Isto já não ocorre nos casos PF onde a duração de combustão aumenta linearmente A duração da fase inicial de combustão 010 da fração mássica queimada aumenta com o aumento do conteúdo de água sendo afetada principalmente pelo atraso do início de combustão atraso de combustão ou ignition delay Este comportamento está demonstrado na Figura 720 a que leva a um pequeno aumento na duração de combustão 0 90 apresentada pela Figura 719 b Isto está de acordo com a maior duração da fase inicial de combustão devido ao aumento do conteúdo de água apresentada por Brewster et al 2007 A Figura 720 b apresenta o ângulo referente à queima de 50 da carga do cilindro Em geral o ângulo de 50 de massa queimada ocorre na zona de transição da segunda etapa da combustão combustão da carga da précâmara e propagação inicial da chama na câmara principal para a terceira etapa da combustão queima do restante da carga do cilindro 105 a b Figura 719 Durações de combustão a 1090 da carga b 090 da carga a b Figura 720 a Intervalo CA ocorrido para queima de 02 da carga b CA referente à 2 da carga queimada Conteúdo volumétrico de água a Conteúdo volumétrico de água b Conteúdo volumétrico de água a Conteúdo volumétrico de água b 106 8 CONCLUSÕES E SUGESTÕES DE CONTINUIDADE 81 Conclusões O presente trabalho analisou o desempenho de um motor ciclo Otto operando com etanol hidratado em diferentes graus de hidratação através de procedimentos experimentais e simulação computacional Para a realização do estudo utilizouse um motor inicialmente ciclo Diesel com précâmara turbulenta ou swirl chamber que foi modificado para operação em ciclo Otto A bibliografia relativa a motores de combustão interna utilizando combustíveis hidratados ou com adição de água é razoavelmente grande No entanto ao restringir o tema a motores de ignição por centelha com etanol a alto grau de hidratação poucos estudos são encontrados demonstrando que essa classe de combustível utilizada com tal sistema de combustão ainda carece de estudos Especialmente para a realização do procedimento experimental apresentado nesse trabalho um dinamômetro de correntes parasitas foi montado Algumas dificuldades foram encontradas no decorrer dos testes devido ao dinamômetro não possuir controle de velocidade ou torque sendo a potência de frenagem controlada manualmente Dessa maneira não foi possível obter o mesmo valor de potência de frenagem para todos os ensaios Porém os valores obtidos foram satisfatórios e possibilitaram a realização do trabalho A instrumentação do motor também foi montada especificamente para o motor em questão Vale ressaltar que o método utilizado para referenciamento angular e definição dos ciclos através de roda dentada de 360 dentes e sensor de relutância variável necessita de certo nível de processamento de dados dessa forma impossibilitando o processamento instantâneo dos dados indicados Utilizandose de pósprocessamento através de programação em Mathlab foi possível obter os dados para alimentar a simulação computacional Nesse trabalho foi utilizado o pacote comercial GTSuite com a aplicação GTPower específica para avaliação de desempenho de motores de combustão interna A partir da utilização de diagrama de blocos para a construção do modelo computacional o software utiliza do método dos volumes finitos em apenas uma dimensão para resolver o escoamento médio através dos principais sistemas de trocas de gases do motor sistema de admissão exaustão e cilindro e aplica modelos empíricos para os diferentes fenômenos envolvidos no 107 processo Utilizouse do método de análise de combustão TPA para determinação das taxas de liberação de calor nos diferentes testes experimentais efetuados e assim realizar uma análise completa do fenômeno de combustão As principais conclusões quanto à utilização de etanol hidratado em diferentes graus de hidratação são as seguintes É possível alcançar funcionamento estável do motor objeto de estudo em cargas parciais operando com etanol hidratado com até 40 de conteúdo volumétrico de água As incertezas de medição dos testes experimentais estão dentro de limites aceitáveis e demonstram que o método utilizado para aquisição de dados apesar de suas limitações pode ser utilizado para estudos de engenharia A solução apresentada pelo estudo de refinamento de malha apresentou a melhor relação de malha espacial e temporal a ser utilizada para otimizar o tempo de simulação O aumento do conteúdo volumétrico de água levou ao aumento de eficiência do motor até o limite de 30 de água O maior conteúdo de água 40 da mistura combustível E60W40 leva à redução de eficiência O avanço do ponto de ignição em direção ao MBT leva ao aumento de eficiência do motor Porém em geral gera maiores gradientes de pressão dentro da câmara de combustão podendo causar detonação A taxa de liberação de calor é largamente influenciada pela geometria da combustão do motor em estudo apresentando patamares bem definidos quanto ao deslocamento da frente de chama dentro da câmara de combustão O aumento do conteúdo de água reduz a amplitude máxima da taxa de liberação de calor pela redução da velocidade de combustão gerando maiores durações de combustão Por outro lado o aumento do conteúdo de água leva à redução da temperatura dos gases da zona nãoqueimada possibilitando maiores avanços de ignição sem a ocorrência de detonação Devese ainda salientar que utilização do etanol ao invés de combustíveis fósseis vem a reduzir os impactos ambientais devido à emissão de gases de efeito estufa e fornece mais 108 alternativas para o manejo das fontes energéticas disponíveis Utilizando etanol com maiores índices de hidratação há redução da energia consumida durante as etapas de produção do combustível que somada ao aumento de eficiência durante a sua utilização em motores de combustão interna aumenta ainda mais o ganho energético no final do seu ciclo de vida Por fim a utilização de etanol hidratado em alto grau pode ser uma alternativa viável para a redução do custo de geração de energia em motores de combustão interna ciclo Otto naturalmente aspirados como o motor utilizado no trabalho Porém a utilização desse combustível com outras técnicas aplicadas em motores de combustão interna as quais são viabilizadas pelas características da combustão resultante do alto teor de água pode trazer ainda benefícios maiores em aumento de eficiência Podese citar a oportunidade de utilização de altas relações de compressão com misturas relativamente pobres e utilização de turbo compressores com pressões elevadas em relação às pressões convencionais utilizadas em motores ciclo Otto sem ocorrência de detonação e utilização de trocadores de calor no sistema de escapamento para reutilizar uma parte da energia que seria perdida Utilizando essas estratégias e outras provenientes de conceitos de downsizing no projeto de novos motores para operação com etanol com alto percentual de hidratação resultará em motores ciclo Otto de maior eficiência que os atuais 82 Sugestões de Continuidade 821 Quanto ao procedimento experimental Modificar o sistema de referenciamento angular através de roda dentada e sensor de relutância variável por encoder angular Desenvolver um sistema de controle de frenagem para o dinamômetro que permita a manutenção de determinada carga ou rotação Desenvolver rotina em programa de aquisição de dados para processamento e visualização dos valores indicados em tempo real Realizar testes em plena carga Realizar testes em diferentes rotações Modificar o posicionamento da vela de ignição na précâmara Utilizar maiores relações de compressão 109 Realizar análise de emissões Realizar estudo de desgaste do motor 822 Quanto à simulação computacional Validar o método com os sistemas de admissão e exaustão completos Inserir e calibrar um modelo de combustão preditiva Otimizar o comando de válvulas Otimizar o sistema de admissão Realizar estudo de combustão em CFD tridimensional acoplado com sistemas de admissão e exaustão modelados no GTPower 110 9 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS AVL AVL Boost User Guide 201001 Ed 032011 AVL List Gmbh 2011a AVL AVL Pressure Sensor for combustion analysis Product Catalog Ed 2011 2011b Disponível em 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