ANÁLISE DO DESEMPENHO DE MOTORES DIESEL...
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ANÁLISE DO DESEMPENHO DE MOTORES DIESEL UTILIZANDO ÓLEO
COMBUSTÍVEL PESADO E COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
Juan Pablo Vargas Machuca Bueno
Dissertação de Mestrado apresentada ao
Programa de Pós-graduação em Engenharia
Oceânica, COPPE, da Universidade Federal do
Rio de Janeiro, como parte dos requisitos
necessários à obtenção do título de Mestre em
Engenharia Oceânica.
Orientadores: Severino Fonseca da Silva Neto
Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Rio de Janeiro
Maio de 2011
iii
Bueno, Juan Pablo Vargas Machuca
Análise do Desempenho de Motores Diesel Utilizando
Óleo Combustível Pesado e Combustível Destilado
Marítimo / Juan Pablo Vargas Machuca Bueno. – Rio de
Janeiro: UFRJ/COPPE, 2011.
XV, 99 p.: il.; 29,7 cm.
Orientadores: Severino Fonseca da Silva Neto
Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Dissertação (mestrado) – UFRJ/ COPPE/ Programa de
Engenharia Oceânica, 2011.
Referências Bibliográficas: p. 81-85.
1. Motor de ignição por compressão. 2. Simulação
Termodinâmica. 3. Óleo combustível pesado. I. Neto,
Severino Fonseca da Silva et al.. II. Universidade Federal
do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia
Oceânica. III. Título.
iv
À minha avó Ricardina, à minha esposa Kelly, aos meus pais Antonio e Rosa e aos meus irmãos (Abraham, Octavio, David e Mao).
v
AGRADECIMENTOS
Aos amigos do laboratório LEDAV (Laboratório de Ensaios Dinâmicos e Análise de
Vibração), Prof. Luiz Vaz, Eng. Ulisses Monteiro, Prof. Severino, Denise Cunha e o
Eng. Francisco Silveira, pela amizade.
Ao meu orientador Carlos Rodrigues Pereira Belchior pela amizade, pela orientação,
pela confiança e pela ajuda na procura de informações recentes.
Aos amigos do LMT (Laboratório de Maquinas Térmicas da COPPE/UFRJ), Pedro
Paulo Pereira, David Souza da Silva e Marco Dufles pela ajuda na montagem e preparo
do motor e operação dos ensaios. Ao engenheiro Nauberto Rodrigues pela amizade e
pelas trocas de ideais.
vi
Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos
necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.)
ANÁLISE DO DESEMPENHO DE MOTORES DIESEL UTILIZANDO ÓLEO
COMBUSTÍVEL PESADO E COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
Juan Pablo Vargas Machuca Bueno
Maio/2011
Orientadores: Severino Fonseca da Silva Neto
Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Programa: Engenharia Oceânica
Esse trabalho descreve o desenvolvimento de um modelo zero-dimensional dos
processos de compressão, combustão e expansão utilizando combustível destilado
marítimo e óleo combustível pesado. O processo de compressão é considerado como um
processo politrópico e para os processos de combustão e expansão é utilizada a equação
dos gases ideais. O processo de combustão é modelado utilizando a função dupla de
Wiebe. Nesse trabalho são consideradas as perdas por convecção e radiação, onde a
correlação de Eichelberg é usada como coeficiente de transferência de calor. Foram
estudadas e comparadas as diferentes correlações para a determinação da qualidade e o
poder calorífico do óleo combustível pesado. O programa de simulação foi validado
com os dados experimentais obtidos num motor MAN Innovator 4C. Com o modelo
validado foram simuladas as curvas de desempenho utilizando óleo combustível pesado.
As curvas simuladas utilizando os dois combustíveis foram comparadas.
vii
Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the
requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.)
PERFORMANCE ANALYSIS OF DIESEL ENGINES USING HEAVY FUEL OIL
AND DISTILLATE MARINE FUEL
Juan Pablo Vargas Machuca Bueno
May/2011
Advisors: Severino Fonseca da Silva Neto
Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Department: Ocean Engineering
This work describes the development of a zero-dimensional model of the
processes of compression, combustion and expansion using distillate marine fuel and
heavy fuel oil. The compression process is considered as a polytropic process and for
the combustion and expansion processes is used the ideal gas equation. The combustion
process is modeled using the dual function of Wiebe. In this work are considered losses
by convection and radiation, where the correlation about Eichelberg is used as
coefficient of heat transfer. Were studied and compared the different correlations for
determining the quality and calorific value of the heavy fuel oil. The simulation
program was validated with experimental data obtained in an engine MAN Innovator
4C. With the validated model were simulated performance curves using heavy fuel oil.
The curves simulated using the two fuels were compared.
viii
ÍNDICE
1. INTRODUÇÃO ..........................................................................................................1
1.1 – OBJETIVO ..............................................................................................................2
1.2 – DESENVOLVIMENTO DA DISSERTAÇÃO ......................................................2
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DO ARTE...........................................4
2.1 – ASPECTOS GERAIS……………………………………………………………...4
2.2 – PROCESSO DE COMBUSTÃO..............................................................................4
2.3 – PERÍODOS DA COMBUSTÃO..............................................................................5
2.4 – CLASSIFICAÇÃO DOS MODELOS DE COMBUSTÃO EM MOTORES…......6
2.5 – MODELOS ZERO-DIMENSIONAIS (TERMODINÂMICOS).............................8
2.6 – MODELOS QUASI-DIMENSIONAIS (FENOMENOLÓGICOS)......................13
2.7 – MODELOS MULTI-DIMENSIONAIS (CFD)......................................................14
2.8 – MODELO A SER UTILIZADO ………………….....................................……..16
2.9 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO ……………….....................................……..17
2.9.1 – QUALIDADE DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL BUNKER ...........17
2.9.1.1 – ÍNDICE DA AROMATICIDADE DO CARBONO
CALCULADO (CCAI) ...........................................................................17
2.9.1.2 – ÍNDICE DA IGNIÇÃO CALCULADA (CII) .........................18
2.9.1.3 – ANALISADOR DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL (FIA).19
2.9.1.4 – ESTIMAÇÃO DO NÚMERO DE CETANO (ECN) ..............22
3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS DA SIMULAÇÃO TERMODINÂMICA DO
CICLO DE OPERAÇÃO DO MOTOR………………...............…………………...27
3.1 – FORMULAÇÃO TERMODINÂMICA………………………………………….27
3.2 – SISTEMA DE EQUAÇÕES A SER RESOLVIDO...............................................31
3.3 – EQUAÇÕES COMPLEMENTARES………………………...………………….31
3.3.1 – GEOMETRIA DO MOTOR……………………………………………32
3.3.2 – ATRASO DA IGNIÇÃO……………………………………………….33
3.3.3 – LIBERAÇÃO DE CALOR PELA QUEIMA DO COMBUSTÍVEL ....35
3.3.4 – COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR………….……..39
3.3.5 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS………………………………40
ix
4. MODELAGEM..........................................................................................................42
4.1 – ASPECTOS GERAIS…………………………………………………………….42
4.2 – EQUAÇÕES DA COMBUSTÃO………………………………………………..43
4.2.1 – COMBUSTÃO COMPLETA…………………………………………..44
4.2.2 – COMBUSTÃO INCOMPLETA………………………………………..44
4.3 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS DE REAGENTES E PRODUTOS.......45
4.4 – DADOS DE ENTRADA…………………………………………………………46
4.4.1 – INFORMAÇÕES SOBRE A GEOMETRIA DO MOTOR....................46
4.4.2 – DADOS INICIAIS E OPERACIONAIS DO MOTOR...........................46
4.4.3 – DADOS DA COMBUSTÃO……………………………………..….…46
4.4.4 – DADOS DOS REAGENTES E PRODUTOS DA
COMBUSTÃO.................................................................................................. 47
4.4.5 – DADOS DO COMBUSTÍVEIS..............................................................47
4.5 – PROCEDIMENTO DE CÁLCULO.......................................................................47
4.6– FLUXOGRAMA DO PROGRAMA......................................................................48
4.7– CÁLCULO DOS PARÂMETROS DE DESEMPENHO DO MOTOR.................49
4.7.1 – TRABALHO INDICADO……………………………………………...49
4.7.2 – PRESSÃO MÉDIA INDICADA.............................................................49
4.7.3 – POTÊNCIA INDICADO.........................................................................49
4.7.4 – RENDIMENTO INDICADO..................................................................50
4.7.5 – CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTÍVEL ………………….…50
5. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL..................................................................51
5.1 – COMBUSTÍVEIS UTILIZADOS ………...........……………………………….51
5.1.1 – COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO ………..…......………..51
5.1.2 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO ………..….......................………..51
5.2 - MOTOR UTILIZADO …...........................………………………………………51
5.2.1 – MODULO BASE ………..............................................................……..54
5.3 – INSTRUMENTAÇÃO DA BANCADA DE TESTE …....….......………………54
5.4 – SENSORES DE PRESSÃO E TEMPERATURA …....…................……………55
5.5 – MEDIÇÃO DA MASSA DE AR ADMITIDA …...……......................…………57
5.6 – MEDIÇÃO DA MASSA DO COMBUSTÍVEL UTILIZADA POR CICLO ..…57
5.7 – CÁLCULO DE INCERTEZAS DE MEDIÇÃO UTILIZANDO
PROCEDIMENTO ISSO GUM …..................................……......................……….…57
x
5.8 – COEFICIENTE DE VARIAÇÃO DA PRESSÃO MEDIA INDICADA …......58
6. RESULTADOS EXPERIMENTAIS.......................................................................59
6.1 – ASPECTOS GERAIS ………..............................…………………………….….59
6.2 – RESULTADOS EXPERIMENTAIS ...............................................................….59
6.2.1 – ENSAIOS UTILIZANDO COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
....................................................................………..….........................………..59
6.2.2 – ENSAIOS UTILIZANDO ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO …........60
6.2.3 – CURVAS EXPERIMENTAIS DE PRESSÃO ………..….......………..61
6.3 – VALIDAÇÃO DO MODELO ..........................................................................….63
6.3.1 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O
COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO …............……..….......………..64
6.3.2 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O ÓLEO
COMBUSTÍVEL PESADO …........................................……..….......………..66
6.4 – METODOLOGIA PARA A MEDIDA DO ATRASO DE IGNIÇÃO.............….67
7. DIVERSAS COMPARAÇÕES UTILIZANDO O PROGRAMA DE
SIMULAÇÃO................................................................................................................72
7.1 – COMPARAÇÕES DAS CURVAS DE TEMPERATURA ……....…………….72
7.2 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE PRESSÃO..................……........ ….....….73
7.3 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TRABALHO INDICADO ........ ….....….74
7.4 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DAS PERDAS DE CALOR PELA PAREDE
DO CILINDRO ................................................................................................….....….75
7.5 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DA TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR
PELOS COMBUSTÍVEIS . ...........................................................................................77
7.6 – COMPARAÇÃO DE CORRELAÇÕES ........ ….............................................….77
8. CONCLUSÕES ........................................................................................................79
8.1 – TRABALHOS FUTUROS....................................................................………….80
9. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS....................................................................81
APÊNDICE I – CLASSIFICAÇÃO DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS..........86
xi
APÊNDICE II – CARACTERÍSTICAS DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS
.........................................................................................................................................88
APÊNDICE III – VARIAÇÃO DO Kp1 E DO Kp2 COM A
TEMPERATURA..........................................................................................................90
APÊNDICE IV – VARIÁVEIS MEDIDAS NO TRABALHO .................................92 APÊNDICE V – TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR UTILIZANDO ÓLEO
COMBUSTÍVEL PESADO ........................................................................................94
APÊNDICE VI – VISORES DO MODULO BASE .................................................97
xii
LISTA DE SÍMBOLOS
Símbolo Descrição Unidade
A área instantânea (m2)
a,b,c constantes para determinação do βc (adimensional)
a1,...,an coeficientes para determinação do cp (adimensional)
ac parâmetro de eficiência da combustão (adimensional)
BM relação biela-manivela (adimensional)
c constante politrópica (adimensional)
CCAI índice da aromaticidade do carbono calculado (adimensional)
CII índice da ignição calculada (adimensional)
CoV coeficiente de variação (adimensional)
cv calor específico a volume constante (J/Kgmol.K)
cp calor específico a pressão constante (J/Kgmol.K)
D diâmetro interno do cilindro (mm)
d massa específica (Kg/m3)
Ea energia de ativação (J)
ECN estimação do número de cetano (adimensional)
F-DM combustível diesel marítimo -----
FIA analisador da ignição do combustível -----
F-RM combustível residual marítimo -----
f1 função da combustão pré-misturada (adimensional)
f2 função da combustão controlada (adimensional)
h coeficiente de transferência de calor (W/m2.K)
HFO óleo combustível marítimo -----
j,k,m,i,c quantidade de átomos de C, H, O, N e S do combustível equivalente (adimensional)
Kp1 constante de equilíbrio químico (adimensional)
Kp2 constante de equilíbrio químico (adimensional)
k1,k2 constantes para a determinação do f1 (adimensional)
k3,k4 constantes para a determinação do f2 (adimensional)
L comprimento da biela (mm)
m fator de forma de câmara (adimensional)
mar massa de ar (Kg)
mcomb massa de combustível (Kg)
MCD atraso da combustão principal (ms)
xiii
md fator de forma da câmara para a fase da combustão
difusiva (adimensional)
mg massa do gás conteúdo no interior do cilindro (Kg)
mp fator de forma da câmara para a fase da combustão
pré-misturada (adimensional)
combm& consumo de combustível (g/s)
NC número de cetano (adimensional)
n quantidade de vezes em a variável foi medida -----
ni número de moles da espécie i (Kgmol)
nt número total de moles (Kgmol)
p pressão instantânea (bar)
p0 pressão no interior da câmara na compressão sem
ocorrência de combustão (bar)
p1 pressão no fechamento da válvula de admissão (bar)
padm pressão na admissão (bar)
pc carga de pressão no cilindro (bar)
pmáx pressão máxima (bar)
PMI ponto morto inferior -----
pmi pressão media indicada (bar)
PMS ponto morto superior -----
Pote Potência indicada (KW)
Poti potência indicada (KW)
Q calor de combustão (Cal/g)
Qcomb quantidade de energia liberada pelo combustível (J)
Qconv quantidade de energia perdida por convecção (J)
QParede quantidade de energia via calor transferida pela parede
do cilindro (J)
Qrad quantidade de energia perdida por radiação (J)
QRnp energia específica líquida (MJ/Kg)
QTotal quantidade de calor total transferido ao sistema
termodinâmico (J)
R constante universal dos gases (J/Kgmol.K)
r razão de compressão (adimensional)
Rot rotação de motor (RPM)
Rv raio do eixo virabrequim (mm)
S curso do pistão (mm)
Sp velocidade media do pistão (m/s)
T temperatura instantânea (K)
xiv
t tempo (s)
T1 temperatura no fechamento da válvula de admissão (K)
t95 parâmetro que fornece o nível de confiança (adimensional)
Tc carga de temperatura no cilindro (K)
Tp temperatura média da parede do cilindro (K)
Tv temperatura à qual a viscosidade é medida (ºC)
U energia interna (J)
UA incerteza de origem estatística (adimensional)
UB incerteza de origem não estatística (adimensional)
V volume instantâneo (m3)
V1 volume no fechamento da válvula de admissão (m3)
Vc volume da câmara de combustão (m3)
Vd volume deslocado (m3)
Vk viscosidade cinemática (mm2/s)
vg velocidade do gás admitido na câmara (m/s)
VSOI volume no inicio da injeção (m3)
Wi trabalho indicado (J)
x fração mássica de combustível queimado (adimensional)
xd fração de combustível queimado na combustão
difusiva (adimensional)
xp fração de combustível queimado na combustão pré-
misturada (adimensional)
y variável medida para os cálculos das incertezas -----
media aritméticas das variáveis medidas -----
xv
Símbolos Gregos
α número de moles de ar para a combustão completa (Kgmol)
βc fração do combustível queimado no período da
combustão pré-misturada (adimensional)
βe emissividade de radiação (adimensional)
εef razão de compressão efetiva (adimensional)
φ razão de equivalência combustível-ar (adimensional)
ρ15 massa específica a 15ºC (Kg/m3)
γ razão entre calores específicos (adimensional)
γeq razão de calores específicos equivalente (adimensional)
γi razão de calores específicos da espécie i (adimensional)
γp razão de calores específicos dos produtos (adimensional)
γr razão de calores específicos dos reagentes (adimensional)
Δ incerteza (adimensional)
Δθc duração total da combustão (graus)
ηi rendimento indicado (adimensional)
θ ângulo da posição do eixo de manivelas (graus)
θav ângulo de abertura da válvula de descarga (graus)
θfv ângulo de fechamento da válvula de admissão (graus)
θic ângulo do início da combustão (graus)
θii ângulo do início da injeção de combustível (graus)
λ relação entre AC e ACst (adimensional)
σ constante de Stefan-Boltzmann (W/m2K4)
σy desvio padrão -----
τAI(Δθ) atraso da ignição (graus)
τAI(ms) atraso da ignição (milisegundos)
ωa teor de cinza (%)
ωs teor de enxofre (%)
ωw teor de água (%)
1
1. INTRODUÇÃO
A análise do ciclo termodinâmico e da previsão do desempenho dos motores
diesel, utilizando programas de simulação tornou-se uma parte importante da
investigação e desenvolvimentos dos motores diesel e de novos combustíveis.
Particularmente, os programas de simulação baseados no modelo zero-dimensional são
amplamente utilizados por pesquisadores e fabricantes de motores devido à
simplicidade e redução do tempo e dos recursos investidos em ensaios experimentais,
apesar de suas limitações na precisão. Estes programas podem ser facilmente utilizados
para a predição das pressões, das temperaturas e da combustão no interior do cilindro do
motor bem como da potencia indicada e características de ignição da combustão
operando no motor.
Os combustíveis utilizados na parte experimental foram o combustível destilado
marítimo e o óleo combustível pesado ou chamado também combustível bunker.
O combustível estudado neste trabalho é o óleo combustível pesado. Este
combustível é utilizado em motores de media e baixa rotação, quando o estudo da sua
qualidade é muito importante. A qualidade de ignição dos óleos combustíveis pesados
vem se tornando alvo de preocupação tanto para as empresas que fornecem o
combustível quanto para os donos de embarcações e os operadores de termoelétricas.
Quando a qualidade do bunker estiver fora dos requisitos exigidos pelo fabricante do
motor poderá acarretar danos ao motor e diminuição de seu desempenho. Para o estudo
da qualidade de ignição do combustível bunker utilizam-se correlações empíricas que
depende das características do combustível e também dos resultados em ensaios no
analisador da ignição do combustível e nos motores.
Nesse trabalho será desenvolvido um programa de simulação termodinâmica que
será validada através dos experimentos realizados na bancada, utilizando um motor
MAN Innovator-4C, de quatro tempos, localizado no Laboratório de Máquinas
Térmicas (LMT-COPPE/UFRJ). Este motor utiliza combustível destilado marítimo e
óleo combustível pesado (bunker) para seu funcionamento. O programa de simulação
será validado tanto para combustível destilado marítimo como para combustível bunker.
E será mostrado como pode ser utilizado para análise da ignição do combustível, as
conclusões, recomendações e trabalhos futuros.
2
1.1 – OBJETIVO
Estudo da qualidade de ignição e combustão no óleo combustível pesado
utilizando correlações empíricas, câmara de combustão e os resultados obtidos no motor
MAN Innovator-4C.
Desenvolvimento e validação de um modelo zero-dimensional no motor MAN
Innovator-4C utilizando combustível destilado marítimo e óleo combustível pesado
(bunker).
Comparar os modelos utilizando as diferentes correlações como: a fração de
combustível queimado, o coeficiente de transferência de calor e o atraso de ignição.
1.2 – DESENVOLVIMENTO DA DISSERTAÇÃO
O Capítulo 2 apresenta o conceito e as etapas da combustão nos motores diesel e
as diversas formas de modelagem de motores, ou seja, a explicação sobre o
funcionamento dos modelos zero-dimensionais, quasi-dimensionais e multi-
dimensionais. Apresenta também o estudo das características e qualidade do
combustível bunker, incluindo as correlações empíricas para estimar a qualidade do
combustível bunker e o analisador da ignição do combustível.
O Capítulo 3 apresenta os fundamentos teóricos da modelagem dos processos de
compressão, combustão e expansão e da formulação termodinâmica. Nesse capitulo
foram apresentadas também as diferentes correlações para o atraso de ignição, fração de
combustível queimado e o coeficiente de transferência de calor.
No Capítulo 4 são apresentadas os aspectos da modelagem dos combustíveis,e a
combustão completa e incompleta. Também são listados os dados de entrada no
programa de simulação e é apresentado o fluxograma do programa de simulação para
facilitar o entendimento do seu funcionamento.
O Capítulo 5 descreve as etapas do procedimento experimental realizado em um
motor MAN Innovator-4C, mostrando as fotos tiradas do motor montado no laboratório
de Maquinas Térmicas, computadores para a aquisição de dados, modo de
funcionamento do motor, instrumentos, etc.
No Capítulo 6 são apresentados os resultados experimentais realizados no
Laboratório de Maquinas Térmicas utilizando combustível destilado marítimo e óleo
combustível pesado. Também são mostradas as correlações adotadas para o ajuste e
3
validação do modelo de simulação, assim como também a metodologia para a medida
do atraso de ignição.
No Capítulo 7 são apresentadas as diversas comparações utilizando o programa
de simulação entre os dois combustíveis para as diferentes cargas de operação. Também
são apresentadas comparações das correlações para representar a qualidade do
combustível bunker e para o cálculo do PCI.
No Capítulo 8 são apresentadas as conclusões do trabalho e as recomendações
para trabalhos futuros.
4
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE 2.1 - ASPECTOS GERAIS
A complexa tarefa de melhorar os motores de combustão interna, que atingiram
um alto grau de sofisticação, pode ser alcançada pela combinação de experiências e
estudos computacionais avançados. Apesar das incertezas quantitativas de simulações
numéricas, a modelagem dos processos do motor de combustão tem algumas vantagens
significativas que tornam a sua utilização no desenvolvimento do motor uma
necessidade. Neste contexto, é obvio que as simulações numéricas são especialmente
adequadas para realizar amplos estudos paramétricos, uma vez que eles são mais
eficazes do que a investigação de inúmeros protótipos (LAKSHMINARAYANAN et
al., 2009).
As vantagens da modelagem do motor são as seguintes:
• Realização de estudos paramétricos de cada variável dos processos.
• Ampla gama de condições de contorno podem ser analisadas.
• Separação de cada sub-processo.
• Informações detalhadas são disponíveis como saída.
• Eficaz em termos de tempo e custo.
2.2 – PROCESSO DE COMBUSTÃO
A combustão começa logo após a injeção do combustível, pois o atraso de
ignição em motores diesel modernos de injeção direta é muito pequeno, utilizando-se
altas taxas de compressão e ponto de injeção muito retardado permitindo uma redução
substancial do ruído, NOx e HC. A liberação de calor estimada com esta hipótese prediz
satisfatoriamente os parâmetros instantâneos importantes do ciclo de operação do motor
e.g. transferência de calor, o consumo do combustível, e o desempenho do turbo
compressor e do pistão, bem como o atraso de ignição e emissões
(LAKSHMINARAYANAN et al., 2009).
A combustão em um motor de ignição por compressão é um processo instável
que ocorre simultaneamente em vários pontos de uma mistura não muito homogênea
com taxa controlada pela injeção do combustível (WILLARD, 1997). Esses pontos de
combustão são aqueles em que a razão ar-combustível (AC) é a ideal para que ocorra a
queima (HEYWOOD, 1988).
5
É evidente que o processo de combustão nos motores de ignição por compressão
é bastante complexo, já que este processo depende das características do combustível,
do formato da câmara de combustão, do sistema de injeção de combustível e das
condições de operação, tornando-se um processo instável, heterogêneo e tridimensional
(HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009).
2.3 - PERÍODOS DA COMBUSTÃO
O processo da combustão ocorre em um tempo muito pequeno (alguns graus do
ângulo do eixo de manivelas), portanto, para um melhor entendimento e estudo,
costuma-se dividi-lo em três períodos. É importante notar que estes períodos não
possuem limites facilmente distinguíveis, sendo difícil estabelecer na prática quando um
termina e o outro começa. São eles (HEYWOOD, 1988, MOREIRA, 2000, AGHAV et
al., 2008, CIMAC, 2010):
a) Período do atraso da Ignição: O atraso de ignição significa que há um
período de tempo estendido disponível após a injeção do combustível (até o
inicio da combustão) e é iniciado pela acumulação de combustível na câmara de
combustão. Durante esse tempo, a temperatura sobe devido compressão do ar
causando a auto-ignição da massa do combustível acumulado em uma detonação
de combustão como causadores de gradientes de pressão alta. Isso pode causar
uma elevada carga física e tensões nos anéis do pistão, camisas do cilindro e
rolamentos podendo ocasionar a operação irregular e eventualmente danos em
componentes críticos do motor. O atraso de ignição é constituído pelo atraso
físico e o atraso químico. O atraso físico é aquele tempo que o combustível
injetado leva para atomizar-se em pequenas gotas, vaporizar-se e formar uma
mistura com o ar. O atraso físico basicamente depende da pressão da injeção, a
pressão e a temperatura do ar admitido no interior na câmara de combustão. O
atraso químico só depende da qualidade do combustível.
b) Período da combustão pré-misturada ou combustão rápida: Nesta fase
ocorre a combustão do combustível injetado que já formou mistura com o ar
durante o período do atraso da ignição, ocasionando uma elevação brusca da
pressão. A elevação brusca na pressão é a responsável pelo ruído característico
do funcionamento dos motores diesel.
6
c) Período da combustão difusiva: Também conhecida como período da
combustão controlada, ocorre depois de consumir-se a mistura formada no
período do atraso de ignição. A quantidade de combustível que ainda não
formou uma mistura apropriada com o ar até o momento da ignição vai sendo
consumida de forma mais lenta durante a combustão, caracterizando as “frentes
de chama” nos motores diesel.
Propriedades de combustão pobre são normalmente caracterizados por um
período longo de combustão e pós-combustão, resultando uma combustão incompleta
das frações mais pesadas do combustível. Os efeitos resultantes são o aumento da
produção de combustível não queimado e fuligem que podem ser depositados nas
válvulas de escape e no sistema do turbocompressor.
A Figura 2.1 mostra a curva da razão de liberação de calor em função do ângulo
do eixo de manivelas indicando os períodos de combustão do motor diesel que foram
definidas anteriormente.
Figura 2.1: Curva da razão de liberação de calor em função do ângulo do eixo de
manivelas (HEYWOOD, 1988).
2.4 - CLASSIFICAÇÃO DOS MODELOS DE COMBUSTÃO EM MOTORES
A modelagem dos processos de combustão de um motor continua a desenvolver
nossa compressão básica dos fenômenos físicos e químicos de interesse, que tem se
expandido cada vez mais, assim como a capacidade dos computadores para resolver
equações complexas continua a aumentar.
Dependendo das várias aplicações possíveis, os diferentes tipos de modelos para
processos de combustão do motor foram desenvolvidos. Três categorias de modelos
7
diferentes são normalmente distinguidas. Em uma ordem crescente da complexidade e
das exigências crescentes em relação à potência do computador, estes são os modelos
zero-dimensionais ou termodinâmicos, os modelos quasi-dimensionais ou
fenomenológicos e os modelos multi-dimensionais que são baseados na dinâmica dos
fluidos computacional (CFD) (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009).
Os modelos zero-dimensionais são construídos com base na primeira lei da
termodinâmica e o tempo é a única variável independente (HEYWOOD, 1988).
Nos modelos termodinâmicos, o calor liberado pela combustão não pode ser
facilmente obtido por uma modelagem detalhada dos sub-processos físicos e químicos,
porque esses processos são fortemente influenciados pela distribuição espacial da
temperatura. Como a câmara de combustão é tomada como zero-dimensional, é
obrigatório que o modelo da taxa de liberação de calor seja obtido por sub-modelos
empíricos através de simples equações matemáticas. Por outro lado, os modelos multi-
dimesnionais são baseados nas equações de conservação de massa, energia, momentum,
e incluem sub-modelos de spray e os fenômenos da combustão. Os modelos CFD são de
grande proveito para descrever o mecanismo interno dos sprays de óleo diesel, mas são
muito difíceis de compreender durante a simulação completa de um motor diesel. Eles
permitem a execução eficiente, rápida e econômica dos modelos de cálculos
preliminares de liberação de calor e emissões dos gases de escape em função dos
parâmetros importantes do motor como a pressão de injeção, o tempo da injeção, razão
de turbulência e a pressão de alimentação. Estes modelos baseado em sub-modelos
físicos e químicos, para os processos locais como a formação de spray, a mistura ar-
combustível, ignição e combustão incluindo a formação de emissões são denominadas
como modelos fenomenológicos. Portanto, eles são mais abrangentes em relação aos
modelos termodinâmicos e consumir menos recursos computacionais em relação aos
modelos CFD. Deve-se notar que os modelos fenomenológicos são os mais práticos
para descrever a combustão nos motores diesel (LAKSHMINARAYANAN et al.,
2009).
Outra classificação dos modelos é encontrada em ALEGRE (1993) que divide os
modelos em caráter preditivo ou de diagnose. Os modelos preditivos objetivam uma
previsão de desempenho, consumo e emissões do motor, entre outros, em estudo a partir
da modelagem dos fenômenos físicos e químicos que governam os seus processos.
O modelo de diagnose propõe a substituição de sub-modelos de alta
complexidade por modelos construídos empiricamente por dados experimentais, assim
8
como a taxa de queima de combustível. O cálculo de este modelo se limita à parte do
ciclo quando as válvulas estão fechadas.
Esse trabalho irá adotar a terminologia sugerida por LAKSHMINARAYANAN
et al.(2009).
2.5 - MODELOS ZERO-DIMENSIONAIS (TERMODINÂMICOS)
A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados referentes à
modelagem termodinâmica zero-dimensional.
OH et al.,(1985) desenvolveram uma simulação do ciclo termodinâmico que foi
realizada usando a liberação padrão de calor de Whitehouse-Way com coeficientes
modificados e o modelo de transferência de calor estabelecido de Annand já que a perda
de calor do cilindro do motor real é cerca de 15% do calor total do combustível e não
pode ser ignorado.
A temperatura e pressão instantânea do gás foram determinadas pela solução
numérica da equação simultânea de conservação da massa, a equação da conservação da
energia e a equação de estado do gás ideal.
A modelagem da combustão foi determinada usando a fórmula semi-empírica de
Wiebe, mas como essa fórmula é dependente do tempo só, a influência da injeção de
combustível não pode ser considerado no caso do motor diesel. Para obter o atraso da
ignição foi usada a correlação do Lyn.
Este modelo foi feito adotando-se as seguintes hipóteses:
• As válvulas de admissão e de descarga fechadas.
• O fluido na câmara de combustão é um gás ideal.
• O combustível (diesel) é composto por carbono e hidrogênio e apenas
suas composições são expressas pela fração de pesos.
• O processo de combustão é assumido como sendo estequiométrico e a
formação de NOx são ignorados.
• As propriedades na câmara de combustão são homogêneas (modelo de zona simples).
CANOVA et al. (2005) utilizaram o modelo que foi baseado na 1a Lei da
Termodinâmica no cilindro considerado como um sistema fechado.
O modelo zero-dimensional e a hipóteses de estado estacionário foram utilizadas
para estudar a evolução da mistura adotando-se a hipótese que a temperatura do gás,
9
pressão e composição do fluído uniforme e distribuído no volume do sistema, sendo
compatível com as características de combustão de Ignição por Compressão de Carga
Homogênea (HCCI).
O calor liberado a partir do processo de combustão para uma Única Zona foi
baseada na definição de uma taxa bruta de liberação de calor.
A combustão HCCI ocorre de maneira uniforme, em baixas temperaturas e sem
a propagação da frente de chama. A transferência de calor só ocorre por convecção. O
coeficiente de convecção foi modelado considerando a correlação de Woschni, e para o
modelo de combustão (fração de combustível queimada) usou-se a formula de Wiebe.
O início da primeira fase da combustão foi determinado pela definição de uma
equação de taxa de reação estabelecida por Arrhenius, que depende da massa específica
da mistura, da temperatura, da concentração de combustível, oxigênio presente no início
da ignição e da energia da ativação.
BRAMBILA (2006) desenvolveu um modelo zero-dimensional para um motor
de combustão interna operando com óleo diesel e etanol, onde não ocorre a entrada ou
saída de massas no volume do controle.
Utilizou como referência a literatura de HEYWOOD (1988), que apresenta
equações descritivas do volume deslocado pelo cilindro como função do tempo,
baseado em parâmetros do motor, incluindo razão de compressão, ângulo de
virabrequim, tamanho de biela, rotação e volume da câmara de combustão. Para o
coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni para o cálculo da
transferência de calor nos processos de compressão, combustão e expansão.
HUANG et al. (2006) estudaram a combustão e emissões de um motor de
ignição por compressão alimentados com misturas de Diesel-dimetoximetano (DMM).
Quatro frações da mistura diesel-DMM foram designados para o estudo e a
frações do volume de DMM na mistura de combustível são 5%, 10%, 15% e 20%
respectivamente.
O modelo termodinâmico foi usado para obter os parâmetros termodinâmicos na
combustão das misturas Diesel-dimetoximetano no motor diesel. O modelo usado
despreza o vazamento através dos anéis do pistão, usando assim a equação da
conservação de energia para sistemas fechados.
Para o coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni, e
Cp e Cv são parâmetros dependentes da temperatura e suas formulas são dadas por
HEYWOOD (1988).
10
Concluiu-se que a pressão máxima do cilindro e a temperatura média máxima do
cilindro têm um ligeiro aumento com o aumento da adição de DMM. O enriquecimento
de oxigênio, injetando o combustível oxigenado é responsável pela melhoria da
combustão.
A taxa de aumento da pressão máxima e a taxa de máxima liberação de calor
aumentarão com o aumento da fração de DMM na mistura de combustível. Isso se deve
ao aumento na quantidade de mistura de combustíveis para a fase de combustão pré-
misturada.
Uma redução notável na exaustão de CO é realizada quando operam com
misturas diesel/DMM. A redução de NOx podem ser obtidas com grandes adições de
DMM.
REN, et al., (2008) usaram um modelo termodinâmico para calcular parâmetros
termodinâmicos (Pressão, Temperatura, Energia liberada, etc.) na combustão em um
motor diesel de injeção direta abastecido com misturas diesel-oxigenado. O modelo
usado despreza o vazamento através dos anéis do pistão, e usou-se a equação da
conservação de energia para sistemas fechados.
Para o coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni, e
Cp e Cv são parâmetros dependentes da temperatura, cujas formulas são dadas por
HEYWOOD (1988).
Estudaram-se as emissões dos gases de saída na combustão para as diferentes
misturas de diesel-oxigenado, concluindo que com o aumento da fração de massa de
oxigênio na mistura a concentração de fumaça diminui, o NOx não tem aumento, CO e
HC diminuem.
SOUZA JUNIOR (2009) desenvolveu um simulador de motores baseados em
uma formulação termodinâmica (zero-dimensional), que simula as fases de compressão,
combustão e expansão de motores diesel de injeção direta, podendo também utilizar
combustíveis alternativos (biodiesel).
A modelagem da combustão foi feita através da função dupla de Wiebe, que
descreve a taxa de liberação de energia cedida pelo combustível durante as fases da
combustão pré-misturada e da combustão difusiva.
O atraso de ignição foi obtido utilizando a correlação descrita na equação
desenvolvida por Hardenberg, que tem se mostrado uma ótima aproximação quando
comparada com os testes experimentais. Ela fornece o atraso da ignição (em graus do
11
ângulo de manivelas) em função da temperatura, pressão, velocidade media do pistão e
a energia de ativação (depende do numero de cetano do combustível).
As perdas de calor pela parede do cilindro via convecção e via radiação foram
consideradas no modelo teórico, bem como os calores específicos dos fluidos de
trabalho variando com a temperatura. A transferência de calor por convecção e radiação
foram obtidas através das expressões dadas por HEYWOOD (1988), onde as perdas por
convecção dependem do: coeficiente de transferência de calor (usou-se a correlação de
Woschni), da área de transferência de calor com a parede do volume de controle, da
temperatura no interior do cilindro e da temperatura da parede, bem como das perdas
por radiação (emissividade, da constante de Stefan-Boltzmann, da área de transferência
de calor da parede e do volume de controle, da temperatura no interior do cilindro e da
temperatura da parede).
O modelo apresentado neste trabalho não contempla a vazão de massa de ar, de
combustível e de gases de descarga na fronteira do volume de controle, e para
simplificar o modelo listou as seguintes hipóteses simplificadoras:
• Câmara modelada como um cilindro perfeito.
• Pressão e Temperatura são uniformes em todo o cilindro.
• Mistura ar-combustível e gases de exaustão se comportam como gás ideal.
• Eficiência da combustão considerada 99%.
KANNAN et al.(2009) estudaram a injeção de água dentro da câmara de
combustão do motor diesel considerado um dos melhores métodos para o controle de
formação de NOx nos cilindros.
A combustão da emulsão água-diesel do motor diesel foi simulada usando um
programa de computador para estimar a taxa de liberação de calor, pressão do cilindro e
formação de NO.
O programa foi desenvolvido usando um modelo zero-dimensional (Zona
Única), baseado na 1a Lei da Termodinâmica, e tendo em conta as seguintes premissas:
• A carga do gás do cilindro é uma mistura homogênea de vapor de
combustível e ar.
• Pressão e temperatura no interior do cilindro são uniformes e variam de
acordo com ângulo da manivela.
• Os calores específicos da mistura gasosa são calculados em função da
temperatura.
12
O atraso da ignição foi obtido usando uma correlação proposta por Assanis, o
coeficiente de transferência de calor obtida pela correlação proposta por Hohenberg, a
taxa de liberação de calor é calculada usando um modelo desenvolvido por Watson.
Estuda o período de combustão pré-misturada e o período de combustão controlada, e
para a formação de NO durante o processo de combustão usou-se o mecanismo
Zeldovich.
As equações foram resolvidas usando-se o método Runge-Kutta usando um
programa na linguagem C.
O programa foi utilizado para diferentes especificações do motor em diferentes
velocidades do motor, para diferentes porcentagens de água (0%, 10% e 20%).
Como resultado verificou-se uma redução de 18 e 21% de NO obtida com 10 e
20% de diesel de diluição com água respectivamente.
Concluiu-se que o modelo zero-dimensional foi desenvolvido com sucesso para
a combustão de emulsão de água-diesel. Embora o modelo de simulação zero-
dimensional previu a formação de NO durante o processo de combustão, a primeira
ocorrência de NO não pode ser identificado por esse método que pode ser resolvido pela
técnica de CFD.
RAMACHANDRAN (2009) desenvolveu um modelo termodinâmico para a
simulação de um motor de ignição por centelha usando o combustível de
hidrocarboneto alternativo.
Este trabalho visa desenvolver um método simples, modelo de simulação rápidas
e precisas do motor sem a necessidade de uma grande poder computacional ou de
conhecimento dos dados geométricos precisos do motor. O modelo é baseado na
abordagem clássica de duas zonas composto de gás não queimado (mistura de
combustível, ar e resíduos) e combustível queimado (mistura de 14 espécies do
produto), cada uma com composição uniforme.
Os gases queimados são considerados em equilíbrio químico durante a
combustão e a expansão do curso principal, enquanto o curso perto do fim da expansão
da mistura é assumido congelado.
A função de Wiebe foi utilizada para determinar a taxa de consumo de
combustível. As equações que governam este modelo são as relações de conservação de
massa e energia, e a forma de estado. O coeficiente de transferência de calor foi obtido
pela correlação de Woschni.
13
Os valores do calor específico a pressão constante, entalpia específica e entropia
específica são obtidas das tabulações das tabelas JANAF.
2.6 - MODELOS QUASI-DIMENSIONAIS (FENOMENOLÓGICOS)
A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados referentes à
modelagem quasi-dimensional.
HIROYASU et al.(1983) desenvolveram o modelo matemático do jato de
combustível em motores diesel de injeção direta para predizer o desempenho do motor,
a eficiência térmica e emissões poluentes.
O jato de combustível foi dividido em vários pacotes pequenos. As temperaturas
de gás, as gotas do combustível e a massa do combustível evaporado em cada pacote
foram calculadas.
O modelo foi divido em um modelo de liberação de calor e em um modelo de
formação de emissões. A razão de evaporação do jato e a razão de calor liberado foram
calculadas usando o modelo de liberação de calor. O NO e a fuligem foram calculadas
pelo modelo de formação de emissões usando a temperatura local, obtido do modelo de
liberação de calor.
Onze espécies químicas formas analisadas (CO, CO2, O2, H2, H2O, OH, H, O,
N2, N e NO). A concentração de NO foi calculado usando a teoria de Zeldovich.
ZIARATI (1990) estudou a modelagem baseado na abordagem da mistura do
jato, tendo em conta a contração do ângulo do cone de pulverização e tendências sobre a
penetração de combustíveis mais pesados. O modelo da mistura do jato é apoiado por
outros dois modelos matemáticos: injeção de combustível e liberação de calor. Dividiu
o processo de combustão em combustão pré-misturada e combustão difusiva.
Para a modelagem que usou supôs que o combustível vaporiza muito rápido. A
perda de calor através das paredes na combustão é calculada usando o método do
Woschni.
Usou uma correlação para obter o atraso da ignição para o combustível diesel
que depende da pressão e temperatura no interior da câmara de combustão, da energia
de ativação e da velocidade de rotação do motor. Também propôs uma correlação para o
atraso de ignição usando combustível pesado que só dependa do CCAI (Calculated
Carbon Aromaticity Index).
BAYRAKTAR (2005) usou um modelo quasi-dimensional que inicialmente foi
desenvolvido para um motor de ignição por centelha usando gasolina, que logo foi
14
adaptado para motores de ignição por centelha usando misturas de etanol e gasolina.
Este modelo baseia-se na Primeira Lei da Termodinâmica. A combustão é simulada
como um processo turbulento da propagação de chama, portanto, as geometrias das
chamas e da câmara de combustão, são levadas em conta.
A transferência de calor entre os gases e a parede do cilindro foi calculada
usando a correlação empírica desenvolvida por Annand. Durante a admissão e
compressão, a carga do cilindro é composta unicamente por gases não queimados, as
quais são consideradas como um gás ideal que não reage.
Durante a combustão, além do estado termodinâmico de cada zona, a massa
instantânea da mistura de gás queimado também foi determinada usando um modelo de
chama de propagação turbulenta.
O modelo do ciclo de operação do motor foi desenvolvido com um código de
computador, e várias aplicações numéricas têm sido realizadas com este código para
prever o desempenho do motor de ignição por centelha e as emissões de escape no caso
da utilização de gasolina e várias misturas de etanol-gasolina.
Realizou a parte experimental para diferentes misturas de etanol e gasolina as
quais foram comparadas com o modelo desenvolvido, onde se determinou um 6% entre
os resultados teóricos e experimentais.
2.7 - MODELOS MULTI-DIMENSIONAIS (CFD)
A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados referentes à
modelagem multi-dimensional.
GOLDSWORTHY (2005) apresentou um modelo simplificado para a
vaporização e combustão do óleo combustível pesado residual baseado em jatos de alta
pressão, no contexto de motores diesel marítimos.
O modelo leva em conta vários componentes do combustível, como as taxas
limitadas de difusão e as taxas de decomposição térmica dentro das gotículas, pelo uso
dos relacionamentos lineares da pressão de saturação de vapor de combustível
inflamável na superfície da gota em função da temperatura das gotas. A energia
necessária para a decomposição das moléculas pesadas também são consideradas.
A combustão é modelada utilizando um período definido pela soma de um
período cinético baseado na reação de uma única etapa e um período turbulento baseado
nas taxas de misturas turbulentas. O período de atraso de ignição é baseado em um
modelo simples de três equações. O modelo do óleo combustível pesado foi aplicado a
15
duas diferentes câmaras de volume constante, que são usados para testar a qualidade de
ignição e combustão de óleo combustível pesado naval, utilizando o código
computacional para análise de dinâmica dos fluidos StarCD versão 3.2.
O modelo é testado para dois combustíveis representantes, um com boa ignição e
propriedades de combustão e outro pobre. Essencialmente, apenas dois parâmetros
precisam ser alterados para definir a qualidade dos combustíveis. Estas são o fator de
atraso de ignição e da energia de ativação para a cinética de alta temperatura.
KYRIAKIDES et al. (2009) desenvolveram um modelo com as propriedades
termo físicas do óleo combustível pesado e do combustível diesel, normalmente
utilizado em motores diesel, que foi desenvolvido e implementado no código KIVA-
CFD. As simulações foram realizadas para dois valores de pressão da câmara, que
correspondem à operação em potencia parcial e total. Os resultados indicaram que, em
comparação com um jato de diesel, o jato de combustível pesado é caracterizado por
valores comparáveis do comprimento de penetração, e os tamanhos das gotas maiores.
O jato foi divido em três sub-processos distintos. Trata-se de atomização
primaria, deformação de gotas devido ao arrastamento aerodinâmico e a atomização
secundaria.
Para modelar o óleo combustível pesado foram contabilizadas as seguintes
propriedades termo-físicas: massa específica, viscosidade dinâmica, tensão superficial,
pressão de vapor, calor latente de evaporação, e entalpia específica.
A Figura 2.2 mostra a comparação entre o óleo combustível pesado e o
combustível diesel usando o KIVA-CFD em um motor de dois tempos.
Figura 2.2: Curva simulada da pressão no interior do cilindro para bunker e o diesel
(KYRIAKIDES et al., 2009).
16
2.8 - MODELO A SER UTILIZADO
O modelo apresentado neste trabalho é um modelo zero-dimensional,
considerando o cilindro como um sistema fechado, ou seja, do momento em que a
válvula de admissão de ar é fechada até o momento em que a válvula de descarga é
aberta para a liberação dos gases de descarga. A parte de compressão será modelada
utilizando um processo politrópico.
O modelo apresenta as seguintes hipóteses (KANNAN et al., 2009):
• A carga do gás do cilindro é uma mistura homogênea de vapor de
combustível e ar.
• Pressão e temperatura no interior do cilindro são uniformes e variam de
acordo com ângulo da manivela.
• Calores específicos da mistura gasosa são calculados em função da
temperatura.
A taxa de liberação de calor é calculada utilizando-se o modelo desenvolvido
por Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009) modificado pelo modelo do Watson
(KANNAN et al., 2009).
A função dupla de Wiebe será utilizada para modelar a taxa com que a massa de
combustível (admitida no cilindro do motor) é consumida na reação de combustão, pois
a combustão será dividida em duas fases: A primeira fase é caracterizada por uma
queima rápida da mistura ar-combustível já existente na câmara chamado combustão
pré-misturada; A segunda fase é caracterizada por uma queima lenta da mistura restante
chamado combustão difusiva. Com esta formulação pode-se obter a taxa de
fornecimento de calor dado pelo combustível (BUENO, 2003, KANNAN et al., 2009).
O simulador será capaz de trabalhar com diferentes composições químicas do
combustível destilado marítimo e do óleo combustível pesado.
Os dados de entrada neste trabalho são a geometria do motor, operação do
motor, características do óleo combustível pesado e condições inicias.
O software WOLFRAM MATHEMATICA 7 será utilizada para obter soluções
das equações diferenciais, onde o software já tem sub-rotinas prontas para a solução de
equações diferenciais ordinárias.
O atraso de ignição poderá ser estimado usando a equação do ASSANIS et al.
(1999) e para o cálculo do coeficiente de transferência de calor será usado a correlação
do EICHELBERG (SHUDO et al., 2002).
17
2.9 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO
Há dois tipos básicos de combustíveis marítimos: destilado e residual (ou
pesado). Os Combustíveis destilados, como o nome indica é composto de frações de
petróleo do óleo cru que são separados em uma refinaria por processos de ebulição,
chamado destilação. O Combustível residual ou “resíduo” é a fração que não ferve, ás
vezes chamado como “alcatrão” (EPA, 1999). A classificação detalhada dos
combustíveis marítimos se encontram no Apêndice I, e as características dos
combustíveis marítimos se encontram no Apêndice II desse trabalho.
2.9.1 – QUALIDADE DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL BUNKER
A qualidade da ignição é um parâmetro cada vez mais importante para um
consumo seguro e ideal do combustível bunker. Devido às frações de diferentes
combustíveis utilizados na produção do combustível bunker, este combustível pode ter
variações nas propriedades de ignição e combustão. Para garantir a segurança e reduzir
a incidência de danos no motor, controle da qualidade de ignição e combustão do
combustível bunker se torna vital.
A baixa qualidade da ignição do combustível bunker pode levar a:
- Pico de pressão indesejável.
- Operação indesejável.
- Formação de depósitos de carbono na câmara de combustão.
- Aumento das emissões de CO e NOx.
A qualidade da ignição do combustível pode ser determinada preliminarmente
através de duas correlações empíricas baseadas na viscosidade e massa específica do
combustível, estas são o Índice da Aromaticidade do Carbono Calculado (CCAI) e o
Índice da Ignição Calculada (CII). O CCAI apresenta valores no intervalo de 800-870,
enquanto o CII apresenta valores na mesma ordem que o Índice do Cetano para
combustíveis destilados.
2.9.1.1– ÍNDICE DA AROMATICIDADE DO CARBONO CALCULADO (CCAI)
Por muitos anos a qualidade da ignição dos combustíveis destilados foi
caracterizada primordialmente por um parâmetro conhecido como Número de Cetano
18
(NC), embora em menor medida, outros métodos, como Índice de Cetano ou Índice
Diesel têm sido utilizados também. Atuais especificações internacionais para
combustíveis destilados, assim como a ISO 8217:1996 e British Standard (BS) MA 100:
1996, incluem um limite mínimo para o número de cetano. Lamentavelmente não há um
procedimento similar reconhecido para caracterizar a qualidade da ignição do óleo
combustível residual. Por uma série de razões os métodos utilizados para determinar a
qualidade da ignição dos combustíveis destilados não podem ser aplicados ao óleo
combustível residual. Assim a Shell desenvolveu o conceito de cálculo de
aromaticidade do combustível residual. O resultado foi o CCAI que pode ser calculado
com base na especificação de propriedades de viscosidade e massa específica. É este
parâmetro, que ganhou favor como o método mais prático e significativo para
caracterizar a qualidade da ignição do combustível de óleos residuais e pode ser
calculada usando a Equação (2.1) (VALENCIA, 2005):
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡ +
−+−−=323
273483)]85.0([14181 TvLogVkLogLogdCCAI (2.1)
onde d é a massa específica a 15ºC (Kg/m3) e Vk é a viscosidade cinemática (mm2/s) a
temperatura TvºC.
O CCAI é um número de menor unidade que permite classificar as qualidades de
ignição de diferentes óleos combustíveis residuais: quanto menor é o número, melhor
são as características de ignição. Este número não dá uma medida absoluta do
desempenho da ignição, uma vez que a ignição depende muito do projeto da câmara de
combustão e das condições do funcionamento do motor.
O CCAI foi incluído a fim de evitar os óleos residuais com as relações da massa
específica e viscosidade inadequadas, que pode levar a um atraso de ignição prorrogado.
2.9.1.2 – ÍNDICE DA IGNIÇÃO CALCULADA (CII)
Outra formulação para predizer a qualidade da ignição dos combustíveis pesados
é denominada CII, que foi desenvolvida pela British Petroleum. O parâmetro CII
depende da massa específica e a viscosidade do combustível. A característica de auto-
ignição é melhor quanto maior for o parâmetro. Para os combustíveis pesados uma
formulação alternativa para o número de cetano é o CII. A formulação tem menor
19
precisão do que os métodos experimentais. Esta formulação esta dada pela seguinte
expressão (ESPAFADOR et al., 2009):
)]7.0log[log(708.232545.0)1038.0795.270( ++−+= VkdTvCII (2.2)
onde d é a massa específica a 15ºC (Kg/m3), Vk é a viscosidade cinemática (mm2/s) e
Tv(ºC) é temperatura à qual a viscosidade é medida.
O CII não é um bom indicador da qualidade do combustível. O parâmetro CII
será comparado com o ECN (ver Seção 2.9.1.4) no Capítulo 7, já que estes são
parâmetros que se encontram na mesma ordem do número de cetano.
2.9.1.3 – ANALISADOR DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL (FIA)
O FIA estabelece a qualidade de ignição dos combustíveis com base no atraso de
ignição estimado efetivamente medidos no aparelho.
Uma amostra de combustível que é injetado na câmara de combustão do FIA,
auto-inflama e queima como no motor real. Essa amostra a ser investigada é injetada na
câmara de combustão do FIA, utilizando um mecanismo ativado convencional de alta
pressão da bomba de injeção de combustível e um orifício do injetor de combustível.
Durante a injeção, o spray do combustível auto-inflama e queima na câmara de
combustão a volume constante. As condições de ensaio e o processo de combustão são
cuidadosamente monitorados e os dados são recolhidos por uma unidade eletrônica que
contém um microprocessador avançado. Os dados do teste são imediatamente exibidos
na tela do computador assim como analisados, armazenados e arquivados na memória
do computador. Todas as condições de combustão podem ser alteradas com um simples
toque dos controles do teclado.
Os resultados do teste são expressos, na forma gráfica e texto, em termos de
atraso de ignição, do inicio da combustão principal, do período da combustão, da taxa
de transferência de calor e do Número de Cetano FIA (PRADA et al., 2005).
A Figura 2.3 mostra que não existe uma correlação linear entre o atraso de
ignição e o índice CCAI de acordo com o estudo publicado por VALENCIA (2005):
20
Figura 2.3: Correlação no banco de provas para Atraso da Ignição (FIA) e o CCAI.
Temperatura 490ºC/Pressão 50 Bar (VALENCIA, 2005).
PRADA et al. (2005) comparou o CCAI (massa específica a 15ºC e viscosidade
cinemática a 50ºC do combustível) com os valores de atraso de ignição obtidos no
equipamento FIA (Analisador da ignição do combustível) do laboratório de
Combustíveis Industriais do Centro de Pesquisas e Desenvolvimento Leopoldo A.
Miguez de Mello (CENPES), onde o equipamento realiza uma combustão a volume
constante, para avaliação das característica do bunker produzido pela PETROBRAS.
O FIA permite avaliar a qualidade de ignição do bunker em termos das
condições normalmente encontradas na operação do motor do navio, estabelecida como
500°C de temperatura e 45 bar de pressão. No entanto, o software controlador do
equipamento permite que sejam modificadas as condições operacionais de temperatura e
pressão de teste.
Com a finalidade de comparar os resultados apresentados pelo equipamento,
foram testadas 22 amostras. A seleção considerou amostras com diferentes origens e
valores de CCAI para que pudessem ser comparadas com um método que representasse
uma avaliação mais próxima da realidade em um motor de navio.
21
Tabela 2.1 – Comparação CCAI e a Qualidade de Ignição FIA (PRADA et al., 2005)
Amostra CCAI Atraso de
ignição (ms)Inicio da
combustão principal(ms)Período da combustão
(ms) 1 807.9 8.6 11.0 20.9 2 814.3 9.9 12.85 20.3 3 815.8 6.1 8.4 11.5 4 818.3 5.4 7.0 11.6 5 821.2 10.75 14.1 27.1 6 828.2 12.1 15.8 29.4 7 828.3 6.95 10.35 10.7 8 829.7 6.7 10.05 12.0 9 830.1 7.3 10.6 13.1 10 830.4 6.1 7.85 9.1 11 832.8 8.2 12.05 15.5 12 835.7 13.2 17.55 31.4 13 841.1 14.3 18.8 39.1 14 848.9 16.0 20.5 40.0 15 850.4 10.4 15.05 16.1 16 850.4 7.1 9.85 10.8 17 851.6 10.6 15.35 12.8 18 852.4 10.65 15.9 18.1 19 853.2 11.2 17.35 19.1 20 853.5 9.65 16.65 21.2 21 855.4 9.55 18.25 18.2 22 857.7 10.7 15.35 16.6
Figura 2.4: Gráfica da correlação entre o CCAI e o Atraso de Ignição (PRADA et al., 2005)
Concluiu que os resultados obtidos pelo FIA quando comparados com os
cálculos através do CCAI permitem inferir que este índice mostra-se adequado apenas
como um indicativo da tendência da qualidade de Ignição do bunker, e não como
referência para a classificação da sua qualidade de ignição.
22
2.9.1.4 – ESTIMAÇÃO DO NUMERO DE CETANO (ECN)
O parâmetro ECN corresponde para o óleo pesado (HFO) ao número do cetano
(NC) usado para quantificar as características de ignição do óleo diesel. O ECN é
equivalente ao FIA-CN, medida por modelos anteriores do FIA-100.
O parâmetro ECN é um valor calculado em função do MCD (Atraso da
combustão principal); ECN alto significa MCD pequeno (favorável), ECN baixo
significa MCD relativamente mais longo (menos favoráveis). Os valores de ECN serão
de faixa de 5 a 40. A função de conversão foi determinada através das medidas do MCD
para combustíveis com número de cetano conhecidos (combustíveis de referencia
ASTM).
O parâmetro ECN pode ser obtido da seguinte forma (CIMAC, 2010):
MCDeECN *2861.0*15.153 −= (2.3)
onde o MCD é o período entre o início da injeção até o inicio da combustão principal,
ou seja, no momento em que o aumento de pressão, em relação à pressão inicial alcança
o 10% da pressão máxima registrada no final da combustão. A Figura 2.5 mostra o
parâmetro MCD e os outros parâmetros obtidos nos testes no equipamento FIA
(CIMAC, 2010).
Figura 2.5: Curva de pressão em função do tempo obtido no FIA (CIMAC, 2010).
As variáveis mostradas na Figura 2.5 são a seguir definidas:
23
• ID é o atraso de ignição. Esse ponto é o momento em que o aumento da
pressão, em relação à pressão inicial alcança 1% da pressão registrada no final
da combustão.
• MCD é o atraso da combustão principal. Esse ponto é o momento em que
o aumento da pressão, em relação à pressão inicial alcança 10% da pressão
máxima registrada no final da combustão. Isso é interpretado como o momento
em que o processo de combustão principal começa.
• EMC é o final da combustão principal,
• EC é o final da combustão.
• PCP é o período da combustão pré-misturada.
• MCP é o período da combustão principal.
• ABP é o período após a queima.
• MaxPI é a indicação da pressão máxima.
As variáveis da Figura 2.5 obtidas na análise do combustível utilizado nesse
trabalho são mostradas na Tabela 2.2:
Tabela 2.2 – Relatório da análise do óleo combustível pesado feito no FIA.
ID (ms) 6.38
MCD(ms) 8.49
EMC(ms) 14.42
EC(ms) 22.13
PCP(ms) 2.11
MCP(ms) 5.93
ABP(ms) 7.71
MaxPI(bar) 6.98
A Figura 2.6 mostra os intervalos de funcionamento operacional para os
parâmetros ECN (CIMAC, 2010):
24
Figura 2.6: ECN recomendado para os intervalos do funcionamento operacional
(CIMAC, 2010)
Na Figura 2.6 as cores são assim definidas:
Verde: “Condições normais de operação”- Problemas relacionados com as
propriedades de ignição não são esperados para motores em boas condições de trabalho
operado por uma tripulação treinada.
Amarelo: “As dificuldades podem ser encontradas” – As dificuldades podem ser
encontradas com esta faixa do ECN. A probabilidade é decrescente com maior carga,
motor em ótimo estado, motores de baixa rotação, a consciência pessoal e com
tecnologias recentes de motores.
Vermelho: “Risco de problemas” – O risco de problemas pode aumentar até
danos ao motor depois de um curto período de operações. A probabilidade é decrescente
com maior carga, motor em ótimo estado, motores de baixa rotação, a consciência
pessoal e com tecnologias recentes de motores.
Azul: “Dois tempos, motores de baixa velocidade” – Alguns operadores de
navios tiveram problemas com os motores de dois tempos de baixa velocidade quando
utilizaram combustíveis de valores do ECN extremamente baixos. O motivo e base para
tais problemas não são completamente compreendidos.
25
As Figuras 2.7 e 2.8 mostram as comparações de três combustíveis com
diferentes valores de ECN analisados no FIA (CIMAC, 2010).
Figura 2.7: Curva de pressão na combustão obtido no FIA (CIMAC, 2010).
Figura 2.8: Curva da razão de liberação de calor em função do tempo (CIMAC, 2010).
As Figuras 2.9 e 2.10 mostram a analise feito pelo equipamento FIA de uma
amostra de combustível bunker utilizado nesse trabalho.
26
Figura 2.9: Curva da pressão em função do tempo obtido no FIA.
Figura 2.10: Curva da razão de liberação de calor obtido no FIA.
Com o valor do MCD (Tabela 2.2) nós obtemos que o ECN do nosso
combustível bunker (HFO) é igual a 13.5. Com esse valor de ECN nós podemos dizer
que a Figura 2.9 é semelhante à curva de cor verde que se encontra na Figura 2.7, para
poder assim ter uma idéia da qualidade do combustível bunker utilizado nesse trabalho.
A curva da Figura 2.10 indica que o combustível bunker utilizado nesse trabalho
não é adequado (CIMAC, 2010), já que apresenta dois picos de combustão (ou seja,
apresenta uma pré-combustão). Essa pré-combustão indica que a combustão do
combustível bunker é de má qualidade (ver Figura V.1 do Apêndice V).
27
3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS DA SIMULAÇÃO TERMODINÂMICA DO CICLO DE OPERAÇÃO DO MOTOR
3.1 – FORMULAÇÃO TERMODINÂMICA
Os modelos termodinâmicos de simulação dos processos em motores de ciclo
diesel baseiam-se em expressões derivadas da primeira lei da termodinâmica, além de
correlações teóricas para a representação de fenômenos como a taxa de liberação de
calor do combustível queimado. Todas as variáveis no modelo zero-dimensional são
dependentes unicamente do tempo ou do ângulo do eixo de manivelas. A modelagem
zero-dimensaional será realizada nos processos de compressão, combustão e expansão,
ou seja, desde o fechamento da válvula de admissão até a abertura da válvula de
descarga. Nesse trabalho será considerado o cilindro como um sistema fechado, ou seja,
no momento que as válvulas de admissão e de escape se encontram fechadas , assim
como se pode observar na Figura 3.1, onde também é representado o balanço de
energia.
A modelagem desse trabalho foi dividida em duas partes: a primeira parte
modela o processo de compressão e a segunda parte modela os processos de combustão
e expansão. Na primeira parte foi considerado um processo politrópico e na segunda
parte foi considerado um gás ideal.
Figura 3.1 Balanço de energia no cilindro fechado
onde δQcomb é a taxa de calor liberado pelo combustível, δQparede é a taxa do calor
perdido na parede do cilindro, δW é a taxa do trabalho realizado pelo pistão e dU é o
diferencial da energia interna.
28
De acordo à Figura 3.1, a 1º Lei da Termodinâmica na forma diferencial, em
função do ângulo do eixo de manivelas, pode ser escrita como (HEYWOOD, 1988):
δθδ
δθδ
θWQ
ddU Tot −= (3.1)
Na literatura de HEYWOOD (1988) se encontrou as seguintes relações:
θθθ ddTcm
ddc
TmddU
vgv
g += (3.2)
θδθδ
ddVpW
= (3.3)
onde mg é a massa do gás no interior do cilindro e cv é o calor especifico a volume
constante dos gases no interior do cilindro.
Da Figura 3.1 se pode observar a seguinte relação:
δθδ
δθδ
δθδ ParedeCombTot QQQ
−= (3.4)
As perdas de calor na parede do cilindro são por convecção e radiação. No caso
de um motor diesel a perda por radiação esta entre 20% a 35% da perda de calor total
(HEYWOOD, 1988), portanto será considerada na modelagem. Segundo HEYWOOD
(1988) as perdas por convecção e radiação estão dadas pelas seguintes expressões:
))(()( Pconv TTAht
Q−= θθ
δδ
(3.5)
))(( 44Pe
rad TTAt
Q−= θσβ
δδ
(3.6)
onde h(θ) é o coeficiente de transferência de calor, A(θ) é a área de transferência de
calor com a parede do volume de controle, Tp é a temperatura media da parede do
cilindro, βe é a emissividade, σ é a constante de Stefan-Boltzmann. Na literatura do
SOUZA JUNIOR (2009) se encontrou que βe=0.576 para motores diesel.
29
As Equações (3.5) e (3.6) estão em função do tempo, portanto para manter uma
única variável se terá que expressar em função do ângulo do eixo de manivelas
utilizando a seguinte correlação encontrada na literatura do HEYWOOD (1988):
Rott
.6θΔ
=Δ (3.7)
onde Rot é a rotação do motor, dada em revoluções por minuto (RPM).
Assim, utilizando (3.7) em (3.5) e (3.6) tornam-se:
RotTTAhQ Pconv
6))(()( −
=θθ
δθδ
(3.8)
RotTTQ Perad
6)(. 44 −
=σβ
δθδ
(3.9)
Das Equações (3.8) e (3.9) a perda total na parede do cilindro pode ser expressa
como:
RotTT
RotTTAhQ PePparede
6)(.
6))(()( 44 −+
−=
σβθθδθ
δ (3.10)
No processo de compressão será considerado um processo politrópico de acordo
à seguinte equação (LANZAFAME et. al., 2003):
n
VVpp ⎟⎠⎞
⎜⎝⎛= 1
1 (3.11)
onde n se encontra entre 1.25 e 1.35 segundo LANZAFAME et. al. (2003), mas nesse
trabalho o valor do n será igual a 1.35.
Para os processos de combustão e expansão será considerada a hipótese do uso
da equação dos gases ideais no interior do cilindro (HEYWOOD, 1988).
RTmpV g= (3.12)
30
Como se precisa montar um sistema de equações diferenciais, a Equação (3.12)
será derivada em função do ângulo do eixo de manivelas (θ) obtendo a seguinte
equação:
θθθ ddTRm
ddpV
ddVp g=+ (3.13)
mg é a massa dos gases considerando-se a hipótese que o fluido comporta-se
como gás ideal. Da Equação (3.12) se pode obter que TpVRmg = , então a Equação
(3.13) torna-se:
θθθ ddV
Vddp
pddT
T111
+= (3.14)
A Equação (3.14) será considerada como uma das equações diferenciais do
sistema de equações. Outra equação será obtida da primeira lei da termodinâmica (3.1)
usando as Equações (3.2), (3.3) e (3.4), assim como se pode observa a continuação:
θδθδ
δθδ
θθ ddVp
QQddTcm
ddc
Tm ParedeCombvg
vg −−=+ (3.15)
Utilizando-se a igualdade da Equação (3.12) e dividindo o lado esquerdo de
(3.15) por mgRT e o lado direito por pV, tem-se:
θδθδ
δθδ
θθ ddV
VQQ
pVddT
RTc
ddc
RParedeCombvv 1)(11
−−=+ (3.16)
Pata tirar o R da Equação (3.16) se utilizará as seguintes equações (HEYWOOD,
1988):
vp ccR −= (3.17)
v
p
cc
=γ (3.18)
31
Assim, utilizando (3.17) e (3.18) em (3.16) torna-se:
θδθδ
δθδ
θγ
γθγ ddV
VQQ
pVdd
ddT
TParedeComb 1][1]
)1(11[
)1(1
−−=−
−−
(3.19)
3.2 – SISTEMA DE EQUAÇÕES A SER RESOLVIDO
As Equações (3.3), (3.4), (3.14) e (3.19) formam um sistema de equações
diferenciais ordinárias para modelar os processos de combustão e expansão, assim como
se pode observar a continuação:
θδθδ
ddVpW
= (3.3)
δθδ
δθδ
δθδ ParedeCombTot QQQ
−= (3.4)
θθθ ddV
Vddp
pddT
T111
+= (3.14)
θδθδ
δθδ
θγ
γθγ ddV
VQQ
pVdd
ddT
TParedeComb 1][1]
)1(11[
)1(1
−−=−
−−
(3.19)
Onde as incógnitas, todas em função do ângulo de manivelas, são:
• Temperatura(T);
• Pressão(p);
• Trabalho executado(W);
• Calor total transferido ao sistema termodinâmico (QTotal).
Para modelar o processo de compressão será usado o mesmo sistema de
equações com a diferença que a Equação (3.14) será substituída pela Equação (3.11).
3.3 – EQUAÇÕES COMPLEMENTARES
As equações complementares servem de apoio ao sistema de equações da Seção
3.2, devido que ainda se tem variáveis desconhecidas (diferentes das incógnitas),
32
portanto estas devem ser conhecidas para poder resolver o sistema de equações.
Obviamente estas variáveis devem estar em função do ângulo do eixo de manivelas.
Elas serão apresentadas nos item a seguir:
3.3.1 – GEOMETRIA DO MOTOR
Para possibilitar a resolução do sistema de equações diferenciais ordinárias em
função do ângulo de manivelas, faz-se necessário o equacionamento adequado do
volume e da área da câmara de combustão em função desse ângulo. O volume e a área
da câmara de combustão serão fornecidos pela geometria do motor.
A Figura 3.2 é o esboço da geometria do cilindro, virabrequim e biela, sendo D o
diâmetro do cilindro, L o comprimento da biela e Rv o raio do eixo virabrequim. A
relação L/Rv é chamada relação biela-manivela (BM) e S é o curso do pistão. Assim
como se pode observar:
Figura 3.2 – Geometria do motor
Da Figura 3.2 podem-se obter as expressões para o volume e a área
(HEYWOOD, 1988, BRAMBILA, 2006):
⎪⎭
⎪⎬⎫
⎪⎩
⎪⎨⎧
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡−−−+−+= )
180(()
180cos(1)1(
211)( 22 θπθπθ senBMBMrVV C (3.20)
33
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡−−−++= )
180(()
180cos(1
24.2)( 22
2 θπθπππθ senBMBMDSDA (3.21)
onde r é a razão de compressão, ou seja, é a relação entre volume máximo e o volume
mínimo do cilindro (respectivamente quando θ=-180° e θ=0°), Vc é o volume da câmara
de combustão ou também chamado volume morto.
A velocidade media do pistão (em m/s) também pode ser calculada através da
seguinte equação (HEYWOOD, 1988):
60..2 RotSSP = (3.22)
O volume deslocado, também chamado cilindrada, é dado por;
4
2SDVdπ
= (3.23)
3.3.2 – ATRASO DE IGNIÇÃO
Nos motores diesel de injeção direta, a estimativa do atraso de ignição é de
grande importância devido ao seu efeito sobre a capacidade de atingir a temperatura de
auto ignição do combustível, o ruído e a formação de NOx. O atraso da ignição no
motor diesel é definido como um intervalo de tempo entre o inicio da injeção de
combustível e o inicio da combustão. Este período de atraso é composto por o atraso
físico, onde a atomização, a vaporização e a mistura ar-combustível ocorrem e o atraso
químico atribuído às reações de pré-combustão. Ambos os atrasos físicos e químicos
ocorrem simultaneamente (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009), conforme já foi
definido no Capítulo 2.
Numerosas correlações para predizer o atraso de ignição têm sido propostas com
base em experimentos realizados em bombas de volume constante, maquinas de rápida
compressão e motores. Mas, poucas correlações foram desenvolvidas considerando
dados do motor (SOUZA JUNIOR, 2009). Estas correlações não foram bem sucedidas
nos rendimentos, e nas previsões satisfatórias em uma ampla variedade de condições de
funcionamento, devido a que não se considerou o efeito da qualidade da mistura.
Recentemente ASSANIS et al. (1999) compararam essas correlações e encontraram
uma melhor previsibilidade usando a correlação de WATSON
34
(LAKSHMINARAYANAN et al., 2009). A continuação se apresenta as três
correlações:
Equação de Hardenberg (SOUZA JUNIOR, 2009):
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣
⎡⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ −
+=Δ
63.0
4.122.21
1719011
*)*22.036.0()(pTR
Ea
PAI eSθτ (3.24)
onde τAI é o atraso de ignição, Sp é a velocidade media do pistão, Ea energia de
ativação, R é a constante universal dos gases, p e T são a pressão e a temperatura
obtidos no PMS, através de um processo politrópico. A energia de ativação pode-se
obter da seguinte forma:
25618840
+=
NCEa (3.25)
onde NC é o número de cetano do combustível. Mas como o combustível usado nesse
trabalho é o óleo combustível pesado, o NC não é conhecido diretamente, então para a
modelagem do atraso de ignição pode ser substituído por o CII segundo ESPAFADOR
et al. (2009), ou pelo ECN.
O coeficiente 618840 da Equação (3.25) pode ser modificado utilizando valores
entre 618840 e 1310000 (AGHAV et al., 2008).
Equação de Watson (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009):
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−= cTR
Ea
cAI epms *02.1 **45.3)(τ (3.26)
onde pc e Tc são a pressão e a temperatura no interior do cilindro que serão obtidas pelas
seguintes equações (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009):
1
1 * −= cefc TT ε (3.27)
cefc pp ε*1= (3.28)
35
SOI
def V
V=ε (3.29)
1*1.14.04.1+
−=pS
c (3.30)
onde εef é a razão de compressão efetiva, p1 é a pressão na admissão, T1 é a temperatura
na admissão, c é a constante politrópica, Vd é o volume deslocado e VSOI é o volume no
inicio da injeção.
Equação de Assanis (ASSANIS et al., 1999):
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−−= cTR
Ea
cAI epms *02.12.0 ***4.2)( φτ (3.31)
ondeφ é a razão de equivalência.
Como o atraso da ignição esta em milissegundos, através de uma transformação
de coordenadas pode ser expresso em graus de acordo a seguinte correlação:
)(*006.0)( msRot AIAI τθτ =Δ (3.32)
Sabendo-se em que ângulo antes do PMS é feita a injeção (θii) e o valor do atraso
da ignição em graus, pode-se determinar o ângulo de início da combustão (θic):
)( θτθθ Δ+= AIiiic (3.33)
Posteriormente o atraso de ignição será medida experimentalmente no motor
MAN utilizando o medidor Pxθ (INDUMODUL).
3.3.3 – LIBERAÇÃO DE CALOR PELA QUEIMA DO COMBUSTÍVEL
A quantidade do calor liberado pela queima do combustível (Qcomb) pode-se
obter da seguinte forma:
PCImQ combcomb .= (3.34)
36
onde mcomb é a massa do combustível admitida no cilindro por ciclo, expressa em Kg, e
PCI é o Poder Calorífico Inferior do combustível, expresso em J/Kg.
Outra forma de obter o Qcomb é através do calor da combustão (James, 2006),
assim como se pode observar na seguinte equação:
QmQ combcomb .= (3.35)
onde Q é o calor da combustão(cal/g), e pode-se obter da seguinte forma:
2210012400 dQ −= (3.36)
onde d (g/cm3) é a massa específica a 60ºF(15.6ºC).
O Qcomb também pode ser obtido em função da energia específica líquida (ISO
8217, 2010), assim como se pode observar na seguinte equação:
Rnpcombcomb QmQ .= (3.37)
onde QRnp é a energia específica líquida (expressa em MJ/Kg), e pode ser obtido da
seguinte forma:
wss
awRnpQ
ωωω
ωωρρ
*02449.0*0942.0)]
(*01.01)[10**167.310**802.8704.46( 315
6215
−++
+−+−= −−
(3.38)
onde ρ15 é a massa específica a 15 ºC (Kg/m3), ωw é o teor de água (percentagem em
massa), ωa é o teor de cinza (percentagem em massa) e ωs é o teor de enxofre
(percentagem em massa).
A taxa de liberação de calor pela queima do combustível está em função da taxa
de queima do combustível, e poderá ser escrita como:
θδθδ
ddxQ
Qcomb
comb .= (3.39)
onde dx/dθ é a taxa de queima do combustível e x é a fração de combustível queimado.
A fração de combustível queimado (x) é a razão entre o combustível queimado
até o momento e o combustível total utilizado no ciclo, portanto a variação de x é de 0 a
1.
37
Muitas vezes a distinção entre os períodos pré-misturado e difusivo da
combustão não se faz tão óbvia. Surge então a necessidade de algum critério para
separar as parcelas pré-misturada e difusiva da combustão, expressas nas curvas
experimentais de taxa aparente de queima. Baseando-se na teoria das reações em cadeia
proposta por Semenov, a qual explica a combustão de misturas homogêneas, Wiebe
deduziu uma expressão semi-empirica para a taxa de liberação de energia, sugerindo
que ela fosse aplicada em motores diesel. Na dedução desta expressão Wiebe admitiu
que a taxa de combustão é proporcional a velocidade de formação de radicais ativos, e
que a taxa de geração destes radicais é proporcional à duração da combustão elevada a
um expoente a ser determinado. A função proposta por Wiebe é dada por (BUENO,
2003, SOUZA, 2009):
1
1)(
+
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛Δ−
−
−=
ma
c
icc
ex θθθ
θ (3.40)
onde Δθc é a duração total da combustão, m é o fator de forma da câmara, que
condiciona a rapidez da combustão, ac é um parâmetro de eficiência da combustão.
A fórmula de Wiebe expressa formalmente a cinética de combustão em misturas
homogêneas combustível-ar, por isso ela deve ser aplicada apenas a motores com
formação da mistura no coletor de admissão. Desta maneira, ela é incapaz de representar
a queima em dois períodos nos motores diesel.
Devido que uma única função do Wiebe não pode predizer a razão de liberação
de calor em motores diesel, Watson e co-autores propuseram a utilização de duas
funções, uma representando o período da combustão pré-misturada e outra o período de
combustão difusiva. As curvas de liberação de energia apresentadas por estes autores,
calculadas a partir de diagramas experimentais de pressão, foram muito bem
representadas por duas funções de Wiebe.
A fração de combustível queimado pode-se representar da seguinte forma
(BUENO, 2003, SOUZA JUNIOR, 2009):
⎟⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜⎜
⎝
⎛+−=
+
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛Δ−
−+
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛
Δ−
−11
..1)(d
d
icp
p
icm
a
d
ma
p exexx θθθ
θθθ
θ (3.41)
38
onde:
xp : fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada (combustão
rápida);
xd : fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (combustão
controlada).
Nota-se que xp+ xd = 1;
Δθp : duração da combustão pré-misturada;
Δθd : duração da combustão difusiva;
mp : fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada; e
md : fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva.
No trabalho de Miyamoto, pode-se encontrar que depois de analisar os
diagramas experimentais de pressão no interior do cilindro em motores de ignição por
compressão, encontrou-se valores de 3 e 1 para mp e md respectivamente, 10º e 90º para
Δθp e Δθd respectivamente, 4.605 para a e 0.25 para xp. Estes valores serão usados
como estimativa inicial, já que para ter certeza que são corretos tem que se fazer uma
comparação entre as curvas de calor liberado pelo combustível obtido na parte
experimental e na simulação (SOUZA JUNIOR, 2009).
Segundo Watson, a fração de combustível queimado usando funções algébricas
pode-se representar da seguinte forma (KANNAN et al., 2009):
cAI
b
caτφβ −= 1 (3.42)
onde a, b, c são constantes que se encontram nas seguintes faixas:0.8< a <0.95, 0.25 < b
<0.45 e 0.025< c <0.5.
A função da combustão pré-misturada é (KANNAN et al., 2009):
21
1 )1(1 kkXf −−= (3.43)
A função da combustão controlada é (KANNAN et al., 2009):
)exp(1 4
32kXkf −−= (3.44)
onde:
39
c
icXθθθ
Δ−
=
4.28
1 )*(10*25.12 Rotk AIτ−+=
50002 =k
644.032.14
φ=k
25.0
34 *79.0 kk =
Então a fração de combustível queimado segundo Watson esta dado pela
seguinte equação (KANNAN et al., 2009):
21 )1(*)( ffx cc ββθ −+= (3.45)
A equação para o cálculo da fração de combustível queimado utilizada na
modelagem é a seguinte:
⎟⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜⎜
⎝
⎛−+−=
+
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛Δ−
−+
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛
Δ−
−11
).1(.1)(d
d
icp
p
icm
a
c
ma
c eex θθθ
θθθ
ββθ (3.46)
A Equação (3.46) foi obtida a partir das correlações utilizadas por Miyamoto
(SOUZA JUNIOR, 2009) e por Watson (KANNAN et al., 2009).
3.3.4 – COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR
A correlação de Hohenberg para o coeficiente de transferência de calor (h)
instantâneo considera verdadeiramente as condições atuais em um motor de injeção
direta. Essa correlação é baseada em extensas experiências feitas nos motores diesel de
injeção direta e é estimada utilizando a seguinte equação (LAKSHMINARAYANAN et
al., 2009):
40
4.006.08.08.0 **)4.1(**130 −−+= TVSph p (3.47)
onde p é a pressão (m/s), V é o volume (m3), T é a temperatura (K) e Sp é a velocidade
media do pistão (m/s).
Outras correlações que podem também ser usadas serão listadas a seguir:
Correlação de Woschni (HEYWOOD, 1988):
8.055.08.02,0.26,3)( gvTpDh −−=θ (3.48)
onde D é o diâmetro do cilindro (m), p é pressão (KPa), T é temperatura e vg é a
velocidade do gás admitido na câmara (m/s), e esta dado pela seguinte equação:
11
10 )(00324.028.2
VpTVppSv dPg −+= (3.49)
onde p0 é a pressão no interior da câmara na compressão sem ocorrência de combustão,
Vd é o volume deslocado (cilindrada) e T1, p1 e V1 são a temperatura, pressão e volume
no ângulo de fechamento da válvula de admissão.
Correlação de Eichelberg (SHUDO et al., 2002):
5.033.0 )*(**43.2)( TpSh p=θ (3.50)
onde Sp é a velocidade média do pistão (m/s), p é pressão (bar) e T é a temperatura (K).
3.3.5 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS
O γ pode ser expresso como função apenas de cp e da constante do gás (R)
(HEYWOOD, 1988).
Rcc
p
p
−=γ (3.51)
O cp pode ser expresso como uma função polinomial que depende unicamente da
temperatura (HEYWOOD, 1998, DA SILVA, 1992).
41
LANZAFAME et al. (2003) apresentaram uma nova proposta para o cálculo de
cp, através do uso de um único modelo de equação polinomial do 5º grau, logarítmica,
com validade para temperaturas superiores a 4000K, pois são temperaturas que podem
ocorrer em motores de combustão interna:
5
54
43
32
210 )(ln)(ln)(ln)(ln)(ln)( TaTaTaTaTaaTc p +++++= (3.52)
Os coeficientes ai da publicação do LANZAFAME et al. (2003) para o CO2,
H2O, O2, N2, CO e NO serão usados neste trabalho. A tabela a seguir mostra os valores
dos coeficientes ai.
Tabela 3.1 – Coeficientes para o cálculo do pc (J/mol K)
Espécies a0 a1 a2 a3 a4 a5 CO2 -1412.36785 128846770 -452.81197 77.54809 -6.43522 0.20754 H2O -11780.76495 8490.52180 -2414.77575 339.33662 -23.54277 0.64541 O2 10228.34260 -7184.92333 2010.86808 -279.69496 19.34823 -0.53257 N2 -7513.36420 5708.38047 -1712.17390 254.29554 -18.69984 0.54497 CO -2644.1160641 2118.612114474 -660.234117 101.081959 -7.603857 0.22518 NO -2333.028363 1927.66396650 -615.337750 96.1500675 -7.362231 0.221486
O cp do SO2 foi estabelecido pela seguinte correlação (ANNAMALAI et al.,
2001):
253 *10*015.1*10*801.0669.5)( −− −+= TT
RTc p (3.53)
Muito se procurou uma correlação para o calor específico do combustível bunker
em função da temperatura. Entretanto, SPEIGHT (2006) fez muitas medidas de calores
específicos para diversos tipos de hidrocarbonetos, mas os dados para a maioria dos
efeitos pode ser resumida pela seguinte equação geral:
)00045.0388.0(1
tdC
+= (3.54)
onde C(Cal/grºC) é o calor especifico a t (ºF) e d é a massa específica a 60ºF(15.6ºC).
42
4. MODELAGEM
4.1 – ASPECTOS GERAIS
O programa simulador foi desenvolvido no software WOLFRAM
MATHEMATICA 7, já que a vantagem deste software é que tem as sub-rotinas prontas
para a solução de equações diferenciais ordinárias, entre eles, Rungge Kutta de 4ª ordem
e Adams. Além disso, o software tem uma opção de seleção da melhor sub-rotina de
forma automática, com isto pode-se otimizar a solução das equações diferenciais.
A modelagem zero-dimensional será usada nesse trabalho, já que permite uma
descrição precisa dos fenômenos físicos (calor liberado durante a combustão e troca de
calor entre os gases e a parede do cilindro) e possui uma simplicidade matemática,
permitindo o ganho de tempo computacional (LANZAFAME et al., 2003). Por se tratar
de uma modelagem zero-dimensional não será possível calcular todos os gases de saída
na combustão incompleta.
No modelo usado neste trabalho será considerada que a razão entre os calores
específicos (γ) é uma função que depende da temperatura e que há existência da troca de
calor entre a parede e os gases no interior do cilindro, pois isto faz que o modelo seja
mais preciso.
A modelagem será desenvolvida para os processos de compressão, combustão e
expansão, ou seja, desde o fechamento de válvula de admissão até a abertura da válvula
de escape devido que nesses processos ocorrem os principais fenômenos relacionados
ao trabalho útil do motor. Outra consideração dessa modelagem é que a câmara de
combustão é considerada como um cilindro fechado, ou seja, não considera as vazões
em massa de entrada de ar e combustível e os fluxos mássicos de saída dos gases de
escapamento.
A limitação desse modelo é que as informações de atraso de ignição e a fração
de combustível queimado são fornecidas através de uma equação empírica.
Como este trabalho usa um modelo zero-dimensional se apresentará as seguintes
hipóteses (HEYWOOD, 1980, HEYWOOD, 1988, KANNAN et al., 2009):
- Efeitos de turbulência não são considerados;
- Eficiência de combustão considerada como 99%;
- Mistura ar-combustível e gases de exaustão se comportam como um gás ideal;
- Pressão é uniforme em todo o cilindro;
43
- Temperatura é uniforme em todo o cilindro.
4.2 – EQUAÇÕES DA COMBUSTÃO
Na modelagem dos dois combustíveis (destilado e bunker) será utilizado seus
combustíveis equivalentes que será denotado por CjHkOmNiSc, onde C, H, O, N e S são
átomos de carbono, hidrogênio oxigênio, nitrogênio e enxofre respectivamente, e j, k, m,
i e c são as quantidades de cada átomo presentes na formula química do combustível
equivalente. Estes últimos serão obtidos das percentagens dos átomos de C, H, O, N e S
dos combustíveis, assim como se pode observar a continuação:
32%14
%16%1
%12%
Sc
Ni
Om
Hk
Cj
=
=
=
=
=
(4.1)
Na modelagem da combustão dos dois combustíveis, o combustível (destilado
ou bunker) e o ar (21% de O2 e 79% de N2) serão os reagentes e os produtos serão:
dióxido de carbono (CO2), água (H2O), oxigênio (O2), nitrogênio (N2), óxidos de
nitrogênio (NO +NO2), monóxido de carbono (CO), dióxido de enxofre (SO2) e
hidrocarbonetos (HC). Estes produtos não serão obtidos com exatidão devido a que o
modelo usado é zero-dimensional.
No inicio da modelagem será adotada uma simplificação considerando que a
combustão é completa (ou estequiométrica) devido a que à quantidade dos produtos são
maiores do que o número de equações obtidas no balanço químico. Com esta
consideração o programa irá calcular a temperatura mais alta na câmara de combustão,
que é, teoricamente, a temperatura onde ocorre o equilíbrio químico entre as espécies
químicas (KUO, 1986). Com esta temperatura máxima serão calculadas as constantes de
equilíbrio (Kp’s) para as reações de formação de CO e de NO. E finalmente com estas
duas equações se poderá fazer a modelagem para uma combustão incompleta, o qual
acontece nesse trabalho.
44
4.2.1 – COMBUSTÃO COMPLETA
A combustão completa do combustível equivalente pode ser escrita da seguinte
forma:
222222 2222)76.3( SOnNnOHnCOnNOSNOHC SONOHCOcimkj +++→++α
(4.2)
Com os valores de j, k, m, i e c obtidos da Equação (4.1) e fazendo-se os
balanços atômicos de C, H, O, N e S, o número de moles do ar (α) necessário para a
combustão completa será obtido.
4.2.2 – COMBUSTÃO INCOMPLETA
Para a combustão incompleta deste trabalho optou-se por trabalhar com oito
produtos da combustão, sendo os quatro primeiros os produtos presentes na combustão
completa (CO2, H2O, N2 e SO2) e mais quatro produtos: o oxigênio (O2), o monóxido de
carbono (CO), monóxido de nitrogênio (NO) e hidrocarbonetos (CjHkOmNiSc). Sendo
assim, a equação da combustão incompleta será da seguinte forma:
cimkjHCNOCOO
SONOHCOcimkj
SNOHCnNOnCOnOn
SOnNnOHnCOnNOSNOHC
+++
++++→++
2
222222
2
2222)76.3(α
(4.3)
Fazendo-se novamente o balanço atômico para C, H, O, N e S, obtêm-se cinco
equações. O α, obtido na combustão completa, e λ, é conhecido sabendo-se o consumo
de combustível e a massa de ar admitida por ciclo. Sendo assim, só falta conhecer os
números de moles dos produtos que são oito, mas nesse trabalho será considerado nHC
igual a zero já que a modelagem é zero-dimensional. Portanto se precisa de mais duas
equações para poder resolver o sistema de equações.
As reações para o equilíbrio químico de CO e NO num sistema fechado, pode ser
escrita da seguinte forma (VAN, 1995):
22 22 OCOCO +↔ (4.4)
NOON 222 ↔+ (4.5)
45
Aplicando a teoria do equilíbrio químico para as Equações (4.4) e (4.5), obtém-
se as seguintes relações (VAN, 1995):
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛= 02
2
1 )()()(
2
2
PP
YYY
Kp t
CO
OCO (4.6)
0
0
2
2 )(*)()(
22
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛=
PP
YYY
Kp t
ON
NO (4.7)
Onde Kp1 e Kp2 são as constantes de equilíbrio para as reações de CO e NO,
respectivamente, dependentes somente da temperatura e estas estão tabeladas no
Apêndice III. Y é a fração molar do equilíbrio, Pt é a pressão total da mistura e P0 é
pressão de referência, sendo este ultimo igual a 0.1 MPa.
Com estas duas últimas equações se pode resolver o sistema de equações (sete
incógnitas e sete equações), obtendo assim o número de moles dos produtos, para logo
ser utilizados na obtenção dos γ’s equivalentes dos reagentes e dos produtos variando
com a temperatura.
Entretanto, por se tratar de um modelo zero-dimensional, os valores encontrados
para o número de moles dos produtos, principalmente os de CO e de NO, não serão
definitivos, pois só valem para o equilíbrio químico (SOUZA JUNIOR, 2009).
4.3 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS DE REAGENTES E PRODUTOS
A razão de calores específicos é calculada como função de cp, de acordo com a
Equação (3.17):
Rcc
p
p
−=γ (4.8)
A razão de calores específicos de uma mistura pode ser calculada conforme à
seguinte relação (HEYWOOD, 1988, SOUZA, 2009):
∑=i
iit
nn
γγ 1 (4.9)
A partir de esta última equação pode-se obter a razão de calores específicos para
os reagentes (γr) quanto para os produtos (γp), onde nt é o número total de moles na
46
mistura, ni é o número de cada componente e γi é a relação entre os calores específicos
de cada componente.
Nesta simulação foi considerada que os reagentes se transformam em produtos
de forma linear. Como x representa a fração de mistura dos reagentes que foi queimada
na combustão, assim a equação para razão de calores específico equivalente (γeq) para
os reagentes e produtos é obtida da seguinte forma (SOUZA JUNIOR, 2009):
preq xx γγγ .).1( +−= (4.10)
4.4 – DADOS DE ENTRADA
4.4.1 – INFORMAÇÕES SOBRE A GEOMETRIA DO MOTOR
• Diâmetro do cilindro (D);
• Relação biela-manivela (BM);
• Curso do Pistão (S);
• Razão de compressão (r);
• Ângulo de fechamento da válvula de admissão (θfv); e
• Ângulo de abertura da válvula de descarga (θav).
4.4.2 – DADOS INICIAIS E OPERACIONAIS DO MOTOR
• Pressão no fechamento da válvula de admissão (P1);
• Temperatura no fechamento da válvula de admissão (T1);
• Rotação do motor (Rot);
• Ângulo de início da injeção de combustível (θii);
• Temperatura media da parede do cilindro (Tp);
• Consumo de combustível ( combm& ).
4.4.3 – DADOS DA COMBUSTÃO
• Duração da combustão pré-misturada (Δθp);
• Duração da combustão difusiva (Δθd);
• Relação de equivalência combustível-ar (φ);
47
4.4.4 - DADOS DOS REAGENTES E PRODUTOS DA COMBUSTÃO
• Os calores específicos a pressão constante em função da temperatura das
espécies químicas consideradas
4.4.5 – DADOS DOS COMBUSTÍVEIS
• Percentagens de C, H, O, N e S contidos no combustível (%C, %H, %O, %N e
%S);
• Viscosidade (Vk);
• Massa específica (d);
4.5 – PROCEDIMENTO DE CÁLCULO
1. Introdução dos dados de entrado. No combustível destilado marítimo o NC é
igual a 48.3 e no óleo combustível pesado o ECN estimado no FIA é igual a
13.5.
2. O programa de simulação determina o atraso de ignição utilizando a equação de
Assanis (equação (3.31)).
3. Determinação da função dupla de Wiebe utilizando a correlação modificada do
Miyamoto por Watson (Equação (3.46)).
4. Cálculo do número de moles do ar da combustão completa, para logo calcular os
números de moles dos reagentes dos produtos da combustão incompleta, mas
para a primeira rodada as moles do CO e NO não serão consideradas já que estes
são introduzidos no programa de simulação em função da temperatura, e esta
ainda é uma incógnita.
5. Obtenção da razão de calores específicos equivalentes.
6. Resolução do sistema de equações utilizando o programa de simulação
termodinâmica. A primeira parte da resolução do sistema de equações será
referente ao processo da compressão utilizando um processo politrópico e
segunda parte será dos processos de combustão e expansão utilizando a lei dos
gases ideais. A solução do sistema de equações será resolvida utilizando a
função NDSolve do WOLFRAM MATHEMATICA 7 com seleção de método
de resolução automático.
48
7. Após a primeira rodada do programa de simulação, a curva de pressão obtida na
modelagem será comparada com a curva de pressão experimental. Se as duas
curvas fossem bem diferentes então deve ser utilizada a outra correlação da
fração de combustível queimado. Com a escolha da correlação certa da fração de
combustível queimado, as curvas de pressão (simulada e experimental) serão
ajustadas.
8. Com a obtenção da curva de pressão certa (simulada), a curva de temperatura e
as outras curvas também serão obtidas. Agora sim, se utilizará o número de
moles do CO e do NO nos produtos já que a temperatura máxima é conhecida e
pode ser utilizado para o cálculo de Kp1 e Kp2, e novamente se fará todos os
passos anteriores até encontrar uma diferença pequena (dentro da tolerância)
entre as temperaturas máximas do passo anterior e do passo atual.
9. Resolvido o sistema de equações com a tolerância para a temperatura, a parte
final do programa de simulação é gerar as curvas de pressão e temperatura no
interior do cilindro, trabalho indicado, liberação de calor pelo combustível e
perdas por transferência de calor.
4.6 – FLUXOGRAMA DO PROGRAMA
Dados de entrada Cálculo do atraso da ignição
Obtenção da função dupla de Wiebe (equação (3.46).
Comparação das curvas de pressão simulada e
experimental
Determinação dos moles de ar utilizados na
equação de combustão completa
Determinação dos moles de reagentes e produtos da combustão incompleta
Cálculo do γeq
Resolução do sistema de equações
Diferença pequena entre temperaturas obtidas em duas rodadas contínuas?
Plotagem das principais curvas (dadas no capítulo 7)
Não
Sim
49
4.7 – CÁLCULO DOS PARÂMETROS DE DESEMPENHO DO MOTOR
Neste trabalho os parâmetros de desempenho do motor serão calculados somente
no interior do cilindro devido a que a eficiência mecânica do motor não será calculada.
Então os parâmetros de desempenho do motor são: trabalho indicado, pressão media
indicada, potencia indicada, torque indicado e o rendimento indicado.
4.7.1 – TRABALHO INDICADO
Como o programa só é válido para o ciclo em que o volume de controle se
encontra fechado, o trabalho indicado (Wi) realizado pelo motor é calculado da seguinte
forma (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009):
∫=av
fv
dVPWi
θ
θ
θ )( (4.11)
onde θfv e θav são, respectivamente, os ângulos de fechamento da válvula de admissão e
de abertura da válvula de descarga.
4.7.2 – PRESSÃO MÉDIA INDICADA
A pressão média indicada esta dada pela seguinte expressão (HEYWOOD, 1988,
SOUZA JUNIOR, 2009):
d
i
VWpmi = (4.12)
onde Vd é a Cilindrada.
4.7.3 – POTÊNCIA INDICADA
A potência indicada é aquela que ocorre no interior do cilindro, e esta dada pela
seguinte expressão (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009):
50
120.
120.. RotWRotVPmiPot id
i == (4.13)
onde Rot é a rotação do motor(RPM).
4.7.4 – RENDIMENTO INDICADO
É o quociente entre o trabalho indicado e a energia produzida pela queima do
combustível (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009).
PCImPot
comb
ii .&=η (4.14)
onde combm& é a vazão em massa e PCI é o Poder Calorífico Inferior do combustível.
4.7.5 – CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTÍVEL (CEC)
É definido como a quantidade de combustível necessária para produzir uma
determinada potencia efetiva durante certo intervalo de tempo (HEYWOOD, 1988,
SOUZA JUNIOR, 2009).
e
comb
Potm
CEC &= (4.15)
onde combm& é a vazão em massa e Pote é a potência efetiva no eixo do motor.
51
5. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL
5.1 – COMBUSTÍVEIS UTILIZADOS
Os combustíveis utilizados nos testes no motor são: o combustível destilado
marítimo e o óleo combustível pesado (combustível residual marítimo).
5.1.1 – COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
O óleo combustível destilado marítimo usado nesse trabalho tem a seguinte
composição química: 79.4% de carbono, 12.4% de hidrogênio, 0.3% de oxigênio, 0.3%
de nitrogênio e 0.3% de enxofre. O número de cetanas deste combustível é 48.3.
5.1.2 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO
O óleo combustível pesado usado nesse trabalho tem a seguinte composição
química: 88.8% de carbono, 11.1% de hidrogênio, 0.6% de oxigênio, 0.7% de
nitrogênio e 0.8% de enxofre. O PCI do nosso combustível bunker é de 9.808 Kcal/Kg
(41.06 MJ/Kg) e a energia especifica líquida (ISO 8217, 2010) é de 9.783 Kcal/Kg
(40.96 MJ/Kg).
5.2 – MOTOR UTILIZADO
Os testes foram feitos em um motor MAN Innovator-4C de injeção direta de
cinco cilindros.
Figura 5.1: Motor MAN
52
A Tabela 5.1 apresenta as especificações do motor.
Tabela 5.1 – Especificações do motor MAN
Tipo de motor L16/24 Marca MAN Número de ciclos 4 tempos Razão de compressão 15.2:1 Tipo de Injeção Direta Número de cilindros 5 Velocidade do Motor 1200 RPM Potencia do Motor 500 KW Diâmetro do cilindro 160 mm Curso do pistão 240 mm Comprimento da biela 690 mm Relação Biela manivela 5.75 Ângulo da injeção -8º (8º antes do PMS) Ângulo de fechamento da válvula de admissão -136º (118º antes do PMS)
Ângulo de abertura da válvula de descarga 140º
As Figuras 5.2, 5.3 e 5.4 que representam o perfil de operação do motor:
Figura 5.2: Perfil de operação do motor no primeiro dia
A Figura 5.2 mostra que para utilizar o combustível bunker no motor, primeiro
deve ser ligado o motor utilizando combustível destilado marítimo e quando a potencia
de operação é de 50% já poderia ser trocado para o combustível bunker. Este
procedimento é feito só se o motor ficou vários dias sem operar. O motor não pode ser
ligado utilizando combustível bunker já que para usar este combustível o motor tem que
se pré-aquecido.
53
Figura 5.3: Funcionamento do motor nos dias intermédios
A Figura 5.3 mostra que quando o motor funciona durante dias contínuos, este
pode ser ligado e desligado utilizando HFO.
Figura 5.4: Funcionamento do motor no último dia
A Figura 5.4 mostra que para desligar o motor com a finalidade de deixá-lo sem
funcionamento por vários dias, o combustível bunker deve ser trocado para combustível
destilado marítimo. Esta troca deve ser feita quando a potencia de operação do motor
seja 50%. A troca para combustível destilado marítimo é importante já que se for
utilizado o combustível bunker, este acarretaria problemas no motor se fosse ligado
depois de vários dias devido a que este combustível só pode ser utilizado a temperaturas
maiores do que a temperatura ambiental.
54
5.2.1 – MODULO BASE
Todos os sistemas importantes são equipados com sensores de temperatura e
sensores de pressão para leitura local e remota. Os sensores para monitoramento e
alarme são conectados ao modulo base. O modulo base esta constituído pelo modulo de
operação, pelo monitoramento de temperatura e pressão e pelo monitoramento da
temperatura dos gases de escape os quais se podem observar no Apêndice VI.
Figura 5.5: Modulo base
5.3 – INSTRUMENTAÇÃO DA BANCADA DE TESTE
O computador da sala de controle esta conectado ao modulo base do motor,
mostrando as leituras dos sensores de pressão e temperatura que foram colocados no
motor (no cabeçote do motor, descarga de gases, entre outros) assim como pode-se
observar na figura na Figura 5.6.
Figura 5.6: Bancada de Teste
55
A Figura 5.7 mostra a tela do sistema INDI adquirindo valores de pressão no interior do cilindro em função do ângulo do eixo de manivelas.
Figura 5.7: Sistema de Aquisição de dados mostrando a curva pressão me função do ângulo do eixo de manivelas.
5.4 – SENSORES DE PRESSÃO E TEMPERATURA
Para medir a pressão no interior do cilindro foi utilizado um sensor KISTLER
tipo 6613CA.
Figura 5.8: Sensor de pressão KISTLER
A Figura 5.9 mostra a furação do cabeçote onde será colocado o sensor de
pressão, mas o motor tem uma furação por cilindro assim como se pode observar na
Figura 5.10.
56
Figura 5.9: Furação do cabeçote para um cilindro
Figura 5.10: Furação do cabeçote para todos os cilindros
A pressão na saída do turbocompressor será medida utilizando o manômetro que
se pode observar na Figura 5.11.
Figura 5.11: Manômetro
A Figura 5.12 mostra o sensor de temperatura do ar da saída do
turbocompressor.
57
Figura 5.12: Sensor de temperatura
5.5 – MEDIÇÃO DA MASSA DE AR ADMITIDA
O consumo especifico do ar do motor pode ser obtido no PROJECT GUIDE,
MAN B&W Diesel L16/24. Com este dado podemos obter a vazão do ar ( g/s) através
da Equação (5.1)
Rotmm ar
ar2*60*001.0*&
= (5.1)
5.6 – MEDIÇÃO DA MASSA DO COMBUSTÍVEL UTILIZADA POR CICLO
O consumo especifico do combustível do motor pode ser obtido no PROJECT
GUIDE, MAN B&W Diesel L16/24. Com este dado podemos obter a vazão em massa
de combustível ( g/s) através da Equação (5.2).
Rotm
m combcomb
2*60*001.0*&= (5.2)
5.7 – CÁLCULO DE INCERTEZAS DE MEDIÇÃO UTILIZANDO PROCEDIMENTO ISSO GUM
O cálculo da incerteza de medição é um importante parâmetro para a definição
do nível de qualidade das medições. A incerteza dos equipamentos será obtida usando a
seguinte formulação (WOFGANG, 2002, PAULO, 2008):
58
22
221
295 ... AnAAy UUUt ++++±=Δ σ (5.3)
onde Δ é a incerteza total de medição, t95 é o parâmetro que fornece o nível de
confiança, σy é a incerteza de origem estatística (repetitividade), UAi é incerteza de
origem não estatística, oriundo do procedimento (resolução do instrumento, incerteza
padrão, erros de paralelismo, etc).
O valor do desvio padrão será calculado da seguinte forma:
n
yyn
ii
y
∑=
−= 1
2)(σ
(5.4)
onde yi é a variável medida para o cálculo de incertezas, é a média aritmética das medidas e n é a quantidade de vezes em que a variável foi medida.
5.8 – COEFICIENTE DE VARIAÇÃO DA PRESSÃO MEDIA INDICADA
Uma medida importante das variações dos ciclos, derivada da pressão medida, é
o coeficiente de variação da pressão media indicada que é expressa usualmente em
percentagem. Este pode ser determinado da seguinte forma (HEYWOOD, 1988):
100*pmi
CoV pmipmi
σ= (5.5)
Valores de CoVpmi superiores a 10% podem acarretar problemas no motor
(HEYWOOD, 1988).
59
6. RESULTADOS
6.1 – ASPECTOS GERAIS
Nesse trabalho serão apresentados os ensaios experimentais realizados no
Laboratório de Maquinas Térmicas que duraram três dias utilizando combustível
destilado marítimo e óleo combustível pesado. Também serão apresentadas as curvas de
pressão em função do ângulo do eixo de manivelas tanto da parte experimental como da
parte de simulação. As medições também serão apresentadas para cada combustível,
para uma velocidade constante de 1200 RPM.
6.2 – RESULTADOS EXPERIMENTAIS
6.2.1 – ENSAIOS UTILIZANDO COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
Tabela 6.1 – Resultados dos ensaios do motor para combustível destilado marítimo.
Percentagem
da Potencia
Máxima
padm
(bar)
Tadm
(ºC)
Tesc
(ºC)
pmi
(bar)
pmáx
(bar)
Potmotor
(KW)
Potgerdador
(KW)
25% 1.35 41 405 6.6 72.91 115 105
50% 1.88 40 483 11.36 105.5 238 228
75% 2.64 45 497 16.172 139.6 357 344
A Tabela 6.2 apresenta as incertezas de medição para as variáveis medidas
mostradas na Tabela 6.1.
Tabela 6.2 – Incertezas de medição para os ensaios utilizando combustível destilado marítimo.
Percentagem
da Potencia
Máxima
Incerteza
padm
(bar)
Incerteza
Tadm
(ºC)
Incerteza
Tesc
(ºC)
Incerteza
pmi
(bar)
Incerteza
pmáx
(bar)
Incerteza
Potgerdador
(KW)
25% 0.01 0.477 3.1978 0.310 1.398 0.121
50% 0.016 0.477 1.622 0.442 2.331 1.733
75% 0.023 0.477 1.414 0.754 1.393 0.486
60
A Tabela 6.3 mostra os valores do coeficiente de variação da pressão media
efetiva para o combustível destilado marítimo nas diferentes cargas de operação.
Tabela 6.3 – CoV da pmi para o combustível destilado marítimo.
Percentagem
da Potencia
Máxima
CoV
pmi (%)
25% 1.48
50% 1.23
75% 1.48
6.2.2 – ENSAIOS UTILIZANDO ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO
Tabela 6.4 – Resultados dos ensaios do motor para óleo combustível pesado. Percentagem
da Potencia
Máxima
padm
(bar)
Tadm
(ºC)
Tesc
(ºC)
pmi
(bar)
pmáx
(bar)
Potmotor
(KW)
Potgerdador
(KW)
50% 2.1 44 500 11.47 99.41 238 228
75% 2.8 45 511 15.60 132.3 357 344
A Tabela 6.5 apresenta as incertezas de medição para as variáveis medidas
mostradas na Tabela 6.4.
Tabela 6.5 – Incertezas de medição para os ensaios utilizando óleo combustível pesado.
Percentagem
da Potencia
Máxima
Incerteza
padm
(bar)
Incerteza
Tadm
(ºC)
Incerteza
Tesc
(ºC)
Incerteza
pmi
(bar)
Incerteza
pmáx
(bar)
Incerteza
Potgerdador
(KW)
50% 0.017 0.568 1.414 0.459 0.347 2.381
75% 0.03 0.0477 1.414 0.887 1.638 0.412
A Tabela 6.6 mostra os valores do coeficiente de variação da pressão media
efetiva para o combustível bunker nas diferentes cargas de operação.
61
Tabela 6.6 – CoV da pmi para o óleo combustível bunker.
Percentagem
da Potencia
Máxima
CoV
pmi
(%)
50% 1.26
75% 1.72
6.2.3 – CURVAS EXPERIMENTAIS DE PRESSÃO
São apresentadas as curvas de pressão em função do ângulo do eixo de
manivelas utilizando os dois combustíveis para as diferentes potencias de operação. A
Figura 6.1 só mostra a curva para o combustível destilado marítimo, já que, não é
recomendável operar o motor a 25% de potencia utilizando óleo combustível pesado.
Figura 6.1: Curva experimental da pressão em função do eixo de manivelas operando a
25% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
As Figuras 6.2 e 6.3 apresentam a comparação das curvas de pressão entre os
dois combustíveis utilizados nesse trabalho.
-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL
10
20
30
40
50
60
70
Pressão HbarL
Destilado
62
Figura 6.2: Curva experimental da pressão em função do eixo de manivelas operando a
50% de potencia com 1200 RPM utilizando os dois combustíveis.
Figura 6.3: Curva experimental da pressão em função do eixo de manivelas operando a
75% de potencia com 1200 RPM utilizando os dois combustíveis.
Nas Figuras 6.2 e 6.3 pode-se observar que a pressão de compressão do
combustível bunker é maior do que o combustível destilado marítimo e que a pressão
máxima de combustão do combustível destilado marítimo é maior do que o combustível
bunker.
-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL
20
40
60
80
100
Pressão HbarL
Bunker
Destilado
-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL
20
40
60
80
100
120
140Pressão HbarL
Bunker
Destilado
63
6.3 – VALIDAÇÃO DO MODELO
Como foram apresentadas varias equações no Capitulo 3 para o processo de
combustão deve-se selecionar aquelas que representam um comportamento próximo da
aquele apresentado pelos resultados experimentais. Por tanto foi feito a modelagem
utilizando as correlações de fração de combustível queimado do Watson (KANNAN et
al., 2009) e do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009), para logo ser comparado com a
parte experimental utilizando combustível destilado marítimo operando a 25% de
potencia, assim como se pode observar nas Figuras 6.4 e 6.5:
Figura 6.4: Curva de pressão em função do eixo de manivelas utilizando a correlação do
Watson (KANNAN et al., 2009)
Figura 6.5: Curva de pressão em função do eixo de manivelas utilizando a correlação do
Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009)
-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L
20
40
60
80
Pressão HbarL
Experimental
S imulado
-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L
10
20
30
40
50
60
70
Pressão HbarL
Experimental
S imulado
64
As Figuras 6.4 e 6.5 mostram que existe uma diferença entre os rsultado
simulados e experimentais utilizando-se as correlações do Watson (KANNAN et al.,
2009) e do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009). Optou-se em modificar os parâmetros
da equação do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009), através da Equação (3.46) para que
os resultados simulados se aproximem dos experimentais. As Figuras 6.6, 6.7, 6.8, 6.9 e
6.10 mostram que os resultados da simulação ficaram mais próximas dos experimentais
utilizando a correlação do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009) modificada.
6.3.1 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO
As Figuras 6.6, 6.7 e 6.8 mostram as comparações das curvas pressão em função
do ângulo do eixo de manivelas, entre o simulado e o experimental. A validação do
combustível destilado marítimo foi feita nas cargas de 25%, 50% e 75% da potencia
máxima com 1200 RPM.
Figura 6.6: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 25% de
potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L
10
20
30
40
50
60
70
Pressão HbarL
Experimental
S imulado
65
Figura 6.7: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 50% de
potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
Figura 6.8: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 75% de
potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
A Tabela 6.7 mostra a comparação entre os parâmetros de desempenho dos
resultados experimentais e simulados para o combustível destilado marítimo.
-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L
20
40
60
80
100
Pressão HbarL
Experimental
S imulado
-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L
20
40
60
80
100
120
140
Pressão HbarL
Experimental
S imulado
66
Tabela 6.7 – Comparação dos parâmetros de desempenho para o combustível destilado marítimo.
Potencia
de op.
pmax
(bar)
pmi
(bar)
Wi
(J)
Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro
25% 72.91 69.9 4.13 6.6 6.58 0.3 3186 3179 0.21
50% 105.5 103.3 2.08 11.36 11.22 1.23 5481 5416 1.18
75% 139.6 142.73 -2.42 16.17 15.91 1.6 7802 7679 1.57
6.3.2 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO
As Figuras 6.9 e 6.10 mostram as comparações das curvas pressão em função do
ângulo do eixo de manivelas, entre o simulado e o experimental. A validação do óleo
combustível pesado foi feita nas cargas de 50% e 75% da potencia máxima com 1200
RPM.
Figura 6.9: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 50% de
potencia com 1200 RPM utilizando óleo combustível pesado.
-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L
20
40
60
80
100Pressão HbarL
Experimental
S imulado
67
Figura 6.10: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 75% de
potencia com 1200 RPM utilizando óleo combustível pesado.
A tabela 6.8 mostra a comparação entre os parâmetros de desempenho dos
resultados experimentais e simulados para o óleo combustível pesado.
Tabela 6.8 – Comparação dos parâmetros de desempenho para o óleo combustível
pesado. Potencia pmax(bar) pmi(bar) Wi (J)
Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro
50% 99.41 97.24 2.18 11.47 11.5 -0.26 5534 5551 -0.3 75% 132.3 137.4 -3.85 15.6 15.68 -0.51 7527 7566 -0.5
6.4 – METODOLOGIA PARA A MEDIDA DO ATRASO DE IGNIÇÃO
O atraso de ignição é medido em função do ângulo do eixo de manivelas pela
diferença entre o ponto de injeção de combustível (quando a pressão de injeção
decresce) e o inicio do aumento da razão de liberação de calor (HEYWOOD, 1988). Isto
esta mostrado na Figura 6.11,pela diferença entre o ponto 1 e 2 medido na abcisa no
gráfico (ângulo do eixo de manivelas) obtida por um aparelho de medida adequado
ligado ao motor.
-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L
20
40
60
80
100
120
140Pressão HbarL
Experimental
S imulado
68
Na Figura 6.11 pode-se observar também a faixa do aumento da pressão de
combustão que é medido entre o ponto de inicio de injeção e o ponto do inicio do
aumento da pressão de combustão (ponto 3 da Figura 6.11).
Figura 6.11: Diversas curvas medidas no interior do cilindro em função do ângulo do eixo de manivelas (PER et al., 2004)
Na Figura 6.11 nota-se que existe uma diferença (ponto 2 até ponto 3) que é
igual à diferença entre o atraso de ignição (ponto 1 até ponto 2) e a faixa do aumento da
pressão de combustão (ponto 1 até ponto 3). A diferença entre o ponto (2) e o ponto (3)
da Figura 6.11 é igual a 2 graus.
Como utilizou-se o sistema de operação de monitoração do motor MAN que
apresenta a curva de pressão no interior do cilindro versus ângulo do eixo de manivela,
só obtivemos experimentalmente a faixa do aumento da pressão de combustão.
Nesse trabalho só foi medido a faixa do aumento da pressão de combustão com
inicio de injeção em -8 graus (8 graus antes do ponto morto superior), assim como se
pode observar nas Figuras 6.12, 6.13, 6.14 e 6.15:
69
Figura 6.12: Curva da faixa do aumento da pressão da combustão operando a 50% de
potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
A Figura 6.12 mostra a faixa do aumento da pressão de combustão igual a 5
graus com o motor operando a 50% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível
destilado marítimo.
Figura 6.13: Curva a faixa do aumento da pressão da combustão operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.
70
A Figura 6.13 mostra a faixa do aumento da pressão de combustão igual a 4
graus com o motor operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível
destilado marítimo.
Figura 6.14: Curva da faixa do aumento da pressão da combustão operando a 50% de
potencia com 1200 RPM utilizando óleo combustível pesado.
A Figura 6.14 mostra a faixa do aumento da pressão de combustão igual a 9
graus com o motor operando a 50% de potencia com 1200 RPM utilizando óleo
combustível pesado.
Figura 6.15: Curva da faixa do aumento da pressão da combustão operando a 75% de
potencia com 1200 RPM utilizando óleo combustível pesado.
71
A Figura 6.15 mostra a faixa do aumento da pressão de combustão igual a 7
graus com o motor operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando óleo
combustível pesado.
As Tabelas 6.9 e 6.10 mostram a comparação entre o atraso de ignição (obtido
na simulação utilizando a formulação de ASSANIS et al., (1999)) e a faixa do aumento
da pressão de combustão medido nas Figuras 6.12, 6.13, 6.14 e 6.15 utilizando os dois
combustíveis.
Tabela 6.9 – Comparação entre o atraso de ignição (simulação) e a faixa do aumento da pressão de combustão utilizando combustível destilado marítimo.
Potencia Atraso de
Ignição (graus)
Faixa do aumento da pressão de combustão
(graus)
Diferença entre a faixa do aumento da pressão de
combustão e o atraso de ignição (graus)
50% 1.8 5 3.2 75% 1.2 4 2.8
Tabela 6.10 – Comparação entre o atraso de ignição (simulação) e o inicio do aumento da pressão de combustão utilizando combustível bunker.
Potencia Atraso de
Ignição (graus)
Faixa do aumento da pressão de combustão
(graus)
Diferença entre a faixa do aumento da pressão de
combustão e o atraso de ignição (graus)
50% 5.4 9 2.6 75% 4.7 7 2.3
A diferença entre a faixa do aumento da pressão de combustão e o atraso de
ignição da Tabela 6.10 apresentam valores próximos, como mostrado pelo valor entre
ponto 2 e 3 na Figura 6.11.
72
7. DIVERSAS COMPARAÇÕES UTILIZANDO O PROGRAMA DE SIMULAÇÃO
O Capítulo 6 mostra que os resultados da simulação foram satisfatórios, pois
foram obtidos erros menores do que 4.1% em relação aos valores medidos e simulados
da pressão máxima de combustão e trabalho indicado.
Nesse capítulo serão apresentadas curvas de temperatura, pressão no interior do
cilindro, trabalho indicado, perdas de calor pela parede do cilindro em função do ângulo
do eixo de manivelas para os dois combustíveis. Também serão apresentadas tabelas de
comparação do CII e o ECN e comparação entre o PCI, Q e o QRnp .
7.1 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TEMPERATURA
As Figuras 7.1 e 7.2 mostram as comparações dos resultados do programa de
simulação para as curvas de temperatura utilizando combustível destilado marítimo e
combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.1
e 7.2 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de
abertura da válvula de escape.
Figura 7.1: Comparação das curvas de temperatura utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM.
-100 -50 50 100qHgrausL
600
800
1000
1200
Temperatura HKL
Bunker
Destilado
73
Figura 7.2: Comparação das curvas de temperatura utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM.
7.2 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE PRESSÃO
As Figuras 7.3 e 7.4 mostram as comparações dos resultados do programa de
simulação para as curvas de pressão utilizando combustível destilado marítimo e o
combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.3
e 7.4 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de
abertura da válvula de escape.
Figura 7.3: Comparação das curvas de pressão utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM
-100 -50 50 100qHgrausL
600
800
1000
1200
Temperatura HKL
Bunker
Destilado
-100 -50 50 100qHgrausL
20
40
60
80
100
Pressão HbarL
Bunker
Destilado
74
Figura 7.4: Comparação das curvas de pressão utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM
A Tabela 7.1 mostra as comparações das pressões máximas para os dois
combustíveis.
Tabela 7.1 – Comparação entre as pressões máximas utilizando combustível destilado marítimo e o combustível bunker
Potencia de operação 50% 75% Pressão máxima utilizando combustível destilado marítimo (bar) 108.89 141.19
Pressão máxima utilizando combustível bunker (bar)
101.71 136.19
7.3 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TRABALHO INDICADO
As Figuras 7.5 e 7.6 mostram as comparações dos resultados do programa de
simulação para as curvas de trabalho indicado utilizando combustível destilado
marítimo e o combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas
das Figuras 7.5 e 7.6 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o
momento de abertura da válvula de escape.
-100 -50 50 100qHgrausL
20
40
60
80
100
120
140
Pressão HbarL
Bunker
Destilado
75
Figura 7.5: Comparação das curvas de trabalho indicado utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM
Figura 7.6: Comparação das curvas de trabalho indicado utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM
7.4 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DAS PERDAS DE CALOR PELA PAREDE DO CILINDRO
As Figuras 7.7 e 7.8 mostram as comparações dos resultados do programa de
simulação para as curvas das perdas totais de calor pela parede do cilindro (convecção e
-100 -50 50 100qHgrausL
-4000
-2000
2000
4000
Trabalho HJL
Bunker
Destilado
-100 -50 50 100qHgrausL
-6000
-4000
-2000
2000
4000
6000
8000TrabalhoHJL
Bunker
Destilado
76
radiação) utilizando combustível destilado marítimo e o combustível bunker para as
diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.7 e 7.8 foram feitas desde o
fechamento da válvula de admissão até o momento de abertura da válvula de escape.
Figura 7.7: Comparação das curvas das perdas de calor pela parede do cilindro utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM
Figura 7.8: Comparação das curvas das perdas de calor pela parede do cilindro utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM
-100 -50 50 100qHgrausL
200
400
600
800
1000
Qp HJL
Bunker
Destilado
-100 -50 50 100qHgrausL
200
400
600
800
1000
1200
QpHJL
Bunker
Destilado
77
7.5 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DA TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR PELOS COMBUSTÍVEIS
A Figura 7.9 mostra as comparações dos resultados do programa de simulação
para as curvas do calor liberado pelos combustíveis utilizados para as diferentes
potencia de operação. A Figura 7.9 foi gerada utilizando a Equação (3.39), ou seja, a
derivada da função dupla de Wiebe (Equação 3.46) e a massa e o PCI do combustível
(óleo combustível pesado ou combustível destilado marítimo) foram utilizadas. A curva
da Figura 7.9 foi feita desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de
abertura da válvula de escape.
Figura 7.9: Comparação das curvas da taxa de liberação de calor utilizando o programa
de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM
7.6 – COMPARAÇÃO DE CORRELAÇÕES
Procuraram-se correlações para substituir o ECN e o PCI na simulação
termodinâmica. Na bibliografia revisada encontrou-se que o CII não tem boa
aproximação com o ECN, mesmo assim nesse trabalho foi comparado. A Tabela 7.2
mostra a óbvia diferença entre o CII e o ECN.
A Tabela 7.3 mostra a comparação do Q, QRnp e o PCI. Encontrou-se diferenças
de 0.2% entre o Q e o PCI e 5.48% entre o QRnp e o PCI , o qual indica que a correlação
do QRnp poderia ser utilizado no programa de simulação.
78
Tabela 7.2 – Comparação entre o CII e o ECN.
CII 34.51 ECN 13.5
Tabela 7.3 – Comparação entre o PCI, QRnp e o Q.
PCI 41.06 MJ/Kg QRnp 40.98 MJ/Kg Q 43.31 MJ/Kg
79
8. CONCLUSÕES
Foi desenvolvido um modelo zero-dimensional de forma satisfatória, já que as
curvas de pressão utilizando o combustível destilado marítimo e o óleo combustível
pesado nas diferentes cargas de operação apresentaram diferenças menores a 4.1% entre
as pressões máximas (simulado e experimental).
A pressão no processo de compressão utilizando combustível bunker é maior do
que utilizando combustível destilado marítimo (mesma carga de operação), já que, a
temperatura dos gases de escape é maior na utilização do combustível bunker. A pressão
máxima no processo de combustão utilizando combustível destilado marítimo é maior
do que utilizando combustível bunker, devido a que a duração da combustão do
combustível destilado marítimo é menor do que o combustível bunker.
O combustível bunker utilizado nesse trabalho não apresentou boa qualidade de
ignição e combustão, devido a que as curvas de pressão e da razão de liberação de calor
em função do tempo obtidos no FIA se encontram mais próximos às curvas obtidas a
partir do analise de um combustível “má qualidade” mostradas no Capitulo 2.
No funcionamento do motor em cargas de operação menores do que 60%
utilizando combustível bunker algumas dificuldades poderiam ser encontradas, já que o
valor do ECN para o combustível utilizado nesse trabalho é igual 13.5 (ver Capítulo 2).
Da Figura 2.10 pode-se dizer que nosso combustível bunker tem uma difícil
combustão, já que esta figura tem dois estados de ignição assim como se pode observar
no Apêndice V.
Todos os resultados da simulação foram feitas sem considerar os números de
moles do CO e NO, devido a que estes foram muito pequenos em comparação aos
demais números de moles dos produtos da combustão incompleta. Estes valores dos
números de moles do CO e NO não influenciam nos cálculos do desempenho utilizando
o programa de simulação.
Não se obteve correlações diretas entre os resultados obtidos no FIA e no
sistema de monitoração do motor.
As correlações para determinar a característica do combustível (poder calorífico)
obtidas na bibliografia mostraram boas aproximações com os resultadpos medidos de
acordo com a Tabela 7.3.
O desempenho do motor utilizando combustível bunker é menor do que
utilizando combustível diesel marítimo (assim como na publicação do trabalho do
80
KYRIAKIDES et al. (2009) apresentado no Capítulo 2). Esta comparação foi feita para
as mesmas condições inicias de operação.
O atraso de ignição obtido no programa de simulação utilizando a formulação do
Assanis mostrou valores menores do que a faixa do aumento da pressão de combustão,
o qual indica que a formulação do Assanis pode ser utilizada no programa de simulação.
8.1 – TRABALHOS FUTUROS
Com o modelo já pronto utilizando combustível bunker poderá ser comparado
com os resultados experimentais das futuras rodadas do motor MAN utilizando
diferentes combustíveis bunker.
A melhora do modelo zero-dimensional, ou seja, a utilização de um modelo
quasi-dimensional ou um modelo multi-dimensional, já que com estes modelos poderá
ser estimada os gases de descarga além do desempenho do motor.
Cálculo do atraso de ignição utilizando o sistema de aquisição AVL, ou seja,
comparando as curvas de pressão de injeção e de razão de liberação de calor (figura
6.11).
Comparação das características do processo de combustão do motor e do
analisador (FIA), utilizando combustível bunker com diferentes qualidades.
Comparação do atraso de ignição utilizando a formulação do Assanis com o
atraso de ignição medido no sistema de aquisição AVL.
81
9. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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Tabela I.1 – Classificação dos combustíveis marítimos
Família
Sub-divisão acordo o tipo de
combustível
Categoria Subdivisão de
acordo à aplicação e
propriedades
Viscosidade Cinemática
máxima a 50ºC mm2/s
Destilado
DMX - DMA - DMZ - DMB -
Residual
RMA 10 RMB 30 RMD 80 RME 180 RMG 180 RMG 380 RMG 500 RMG 700 RMK 380 RMK 500 RMK 700
Na Tabela I.1 se pode observar que a categoria do combustível esta constituída
por três letras:
• A letra “D” é por destilado e “R” é por residual.
• A letra “M” designa a aplicação do combustível que esta sendo usado, neste
caso é “marítimo”.
• A letra, por exemplo, “A”, “B”,..., “Z” que separadamente não tem nenhum
significado, mas tem um significado em relação à existência de propriedades
particulares, em conformidade com as especificações do produto (ISO 8217,
2010).
89
Tabela II.1 – Características dos combustíveis destilados marítimos
Características Unidade Limite Categoria ISO-F
DMX DMA DMZ DMB Viscosidade cinemática a 40°C mm2/s
máx. 5500 6000 6000 11000 min. 1400 2000 3000 2000
Massa especifica a 15°C Kg/m3 máx. --- 890 890 900 Índice Cetana --- min. 45 40 40 35
Enxofre %massa máx. 1 1.5 1.5 2 Ponto de fulgor °C min. 43 60 60 60
Resíduo de Carbono %massa máx. 0.3 0.3 0.3 0.3
Tabela II.2 – Características dos combustíveis residuais marítimos
Características Unidade Limite Categoria ISO-F
RMA RMB RMD RME RMG RMK 10 30 80 180 180 380 500 700 380 500 700
Viscosidade cinemática a
50°C mm2/s máx. 10 30 80 180 180 380 500 700 380 500 700
Massa especifica a
15°C Kg/m3 máx. 920 960 975 991 991 1010
CCAI --- máx. 850 860 860 860 870 870
Ponto de fulgor °C min. 60 60 60 60 60 60
Resíduo de Carbono %massa máx. 2.5 10 14 15 18 20
Água %vol. máx. 0.3 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5
Cinza %massa máx. 0.04 0.07 0.07 0.07 0.1 0.15
As Tabelas II.1 e II.2 mostram as características do combustível destilado
marítimo e do combustível residual marítimo (ISO 8216, 2010).
91
Constante de equilíbrio Kp1 (CO) e Kp2 (NO):
22 22 OCOCO +↔ e NOON 222 ↔+
Tabela III.1 – Variação do Kp1 e do Kp2 com a Temperatura
T (K) Ln (Kp1) Ln (Kp2) 298 -207.529 -69.868 500 -115.234 -40.449 1000 -47.052 -18.709 1200 -35.736 -15.082 1400 -27.679 -12.491 1600 -21.656 -10.547 1800 -16.987 -9.035 2000 -13.266 -7.825 2200 -10.232 -6.836 2400 -7.715 -6.012 2600 -5.594 -5.316 2800 -3.781 -4.720 3000 -2.217 -4.205 3200 -0.853 -3.755 3400 0.346 -3.359 3600 1.408 -3.008 3800 2.355 -2.694 4000 3.204 -2.413 4500 4.985 -1.824 5000 6.397 -1.358 5500 7.542 -0.980 6000 8.488 -0.671 Fonte: VAN WYLEN, GORDON J. et al. (1995)
93
Tabela IV.1 – Variáveis medidas no trabalho
Variável Unidade Marca Faixa de Medição UB
Pressão no cilindro do
motor bar KISTLER 0-250 0.001
Pressão do ar na entrada do
cilindro bar DANFOSS 0-200 0.1
Temperatura do ar na
entrada do cilindro
ºC MICROMATICA 0-4 0.001
Potencia do Gerador KW SYSTEM
TEKNIK A/S 0-600 0.01
Temperatura dos gases de
escape ºC AMETEK 0-800 1
95
Figura V.1 – Taxa de liberação de Calor utilizando um combustível bunker de boa qualidade
As Figuras V.1 e V.2 apresentam duas curvas indicando a continuidade da
combustão (superior) e a taxa de liberação de calor (inferior). A Figura V.1 apresenta
uma combustão continua, mas a Figura V.2 apresenta uma combustão descontinua já
que na sua curva da taxa de liberação de calor apresenta dois estados de ignição.
Portanto pode-se dizer que o combustível bunker utilizado na Figura V.2 tem menor
qualidade do que a Figura V.1.
96
Figura V.2 – Taxa de liberação de Calor utilizando um combustível bunker de má qualidade
As Figuras V.1 e V.2 apresentam propriedades de ignição semelhantes mas as
suas propriedades de combustão são bem diferentes. A diferença nas propriedades de
combustão pode em parte ser explicada pelas propriedades dos “residuos” e “cutter
stocks” utilizados na mistura do combustível (CIMAC, 2010).
98
As Figuras VI.1, VI.2 e VI.3 são os visores que se encontram no modulo base,
indicando os diferentes parâmetros de operação do motor.
Figura VI.1: Modulo de operação
Figura VI.2: Monitoramento da temperatura e pressão