ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL ...comum durante as horas de pico, que no Brasil, ocorrem...

Universidade Federal da Paraíba

Centro de Tecnologia

Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica

- Mestrado - Doutorado-

ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL

TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL

por

Fagner Barbosa Ferraz

Tese de Doutorado apresentada à Universidade Federal da Paraíba para a

obtenção do grau de Doutor em Engenharia Mecânica

João Pessoa – Paraíba junho, 2014

FAGNER BARBOSA FERRAZ



Tese de Doutorado apresentada ao Programa de

Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da

Universidade Federal da Paraíba - UFPB, em

cumprimento às exigências para a obtenção de

Grau de Doutor em Engenharia Mecânica.

Orientador: Prof. Dr. Emerson Freitas Jaguaribe

João Pessoa – Paraíba 2014

F381a Ferraz, Fagner Barbosa.

Análise de desempenho de um motor diesel turboalimentado

ottolizado para gás natural / Fagner Barbosa Ferraz.-- João

Pessoa, 2014.

121f. : il.

Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe

Tese (Doutorado) – UFPB/CT

1. Engenharia mecânica. 2. Motor diesel turboalimentado.

3.Ottolização. 4. Gás natural - desempenho. 5. Balanço de energia.

UFPB/BC CDU: 621(043)

DEDICATÓRIA

Este trabalho é dedicado, à minha mãe, Maria Salete, ao meu pai, Francisco, à minha

esposa Renata, aos meus irmãos, Sandra, Fábio e Sabrina, aos meus amigos, aos meus

familiares e principalmente a Deus pelo dom da vida.

AGRADECIMENTOS

Ao meu orientador, Professor Emerson Freitas Jaguaribe, que através dos seus

conhecimentos e do seu apoio tornou esse trabalho possível;

Ao CNPq, pelo incentivo ao desenvolvimento científico do país e pela bolsa

concedida;

A todos os examinadores que participaram do exame de qualificação e da avaliação da

tese de doutorado, me honrando com suas contribuições;

À Coordenação de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, pela atenção e apoio;

Aos amigos dos Laboratórios de Inovação e de Carvão Ativado, por toda a ajuda no

decorrer destes anos;

À PBGÁS pelo incentivo ao trabalho;

Ao IFBA pelo apoio indispensável para a conclusão desse trabalho.

A todas as pessoas que contribuíram, de maneira direta ou indireta, para a finalização

deste trabalho.



RESUMO

Um grande número de empresas nacionais faz uso de grupos geradores a diesel como

opção à eletricidade fornecida pela concessionária local. O emprego de grupos geradores é

comum durante as horas de pico, que no Brasil, ocorrem entre as 17 e 22 h. Tais aparatos,

juntamente com os motores veiculares a diesel têm contribuído para o grande aumento da

poluição ambiental, uma vez que a queima deste combustível se faz com grande emissão de

particulados, de NOx e de SOx. O gás natural é considerado uma alternativa ao uso do diesel

por possuir um alto poder calorífico, queima limpa, e adequada octanagem para o ciclo Otto.

O presente trabalho trata da análise de desempenho de um motor Perkins turboalimentado, a

diesel, modelo 1104C-44TA, convertido para funcionar apenas com gás natural, identificando

ainda, os fatores limitadores de potência nestes tipos de motores. Considerando a importância

da taxa de compressão no processo de ottolização, o motor convertido foi avaliado sob a

influência de três diferentes taxas: 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. Para tanto, foram selecionados

avanços de ignição que ao interagir com a mistura próxima da estequiométrica garantisse ao

funcionamento do motor as melhores condições de desempenho, para cada taxa de

compressão escolhida. Os ensaios foram feitos com o auxílio de um dinamômetro hidráulico e

os resultados obtidos evidenciaram que, na prática, tais parâmetros não são suficientes para se

assegurar os melhores desempenhos em um motor diesel ottolizado. Foi observado um

aumento consubstancial na temperatura dos gases de exaustão e na turbina, em virtude da

ampliação do volume dos gases de escapamento com relação àquele observado no motor

original, com prejuízos para a eficiência e a própria vida útil do motor. Verificou-se, através

das análises energéticas, que a taxa de compressão de 8,7:1 permitiu ao motor seu melhor

desempenho, com relação à outras experimentadas. Como esperado, o motor operando na taxa

de 7,6:1 produziu as mais elevadas temperaturas dos gases de exaustão. Com respeito às

emissões gasosas, o motor convertido com taxa de compressão de 12,3:1 emitiu o maior nível

de NOx e o menor nível de hidrocarbonetos não queimados.

Palavras-chave: Motor Diesel Turboalimentado. Ottolização. Gás natural. Desempenho.

Balanço de Energia.

PERFORMANCE ANALYSIS OF A TURBOCHARGED DIESEL

ENGINE CONVERTED INTO AN OTTO CYCLE ENGINE TO RUN ON

NATURAL GAS

ABSTRACT

A large number of national companies has been using diesel gensets as an alternative

to the electricity supplied by the local utility. Therefore, generators are used as an emergency

power system or during peak hours. Peak hour in Brazil is between 5 to 10 p. m. As we know

diesel engines contribute to the large increase in environmental pollution, since the diesel

exhaust may contain fine particles associated with negative health effect, toxic air

contaminants, as NOx and SOx. On the other hand, Natural gas is considered as a suitable

choice rather than the use of diesel, because it possesses high calorific power, clean burning,

and proper octane level for Otto cycle engine. The present work deals with the performance

analysis of a Perkins engine turbocharged, diesel, model 1104C-44TA, converted into an Otto

cycle engine to run on natural gas, also identifying the limiting factors of power in these types

of engines. Giving the importance of the compression rate on the Diesel to Otto cycle

conversion, the evaluation of the Perkins processed engine happened under the influence of

three different rates: 7.6:1; 8.7:1 and 12.3:1. For each compressed rate, and stoichiometric

mixture, the task was to choose the spark advance to guarantee best performances to the

engine. All tests were performed with a hydraulic dynamometer. The results showed that, the

best combination of those parameters are not sufficient to ensure the highest performance of a

diesel converted engine. There was a consubstantial rise in temperature of the exhaust gases

and on the turbine walls, due to the increase in the exhaust gases volume, compared to that of

the burnt gases withdrawn from the original engine, impairing the efficiency and lifespan of

the engine components. It was found, by energetic analysis, the compression ratio of 8.7:1,

was the most efficient, among the other two, assuring the engine its best performance. As

expected, at the compression rate of 7.6:1 the exhaust gases presented the highest

temperatures. At compression ratio of 12.3:1 the gas emissions of the converted engine

delivered highest NOx level and the lowest level of unburned hydrocarbons at the exhaust.

Keywords: Diesel Turbocharged Engine. Diesel to Otto Cycle Conversion Process. Natural

Gas. Performance. Energy Balance.

SUMÁRIO

CAPITULO I ....................................................................................................................... 18

INTRODUÇÃO ................................................................................................................... 18

CAPITULO II ...................................................................................................................... 21

REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ............................................................................................. 21

2.1 INTRODUÇÃO ............................................................................................................. 21

2.2 O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL ......................................... 21

2.3 A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA

............................................................................................................................................ 24

CAPÍTULO III .................................................................................................................... 28

FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA ........................................................................................ 28

3.1. INTRODUÇÃO ............................................................................................................ 28

3.2 PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES DE

COMBUSTÃO INTERNA .................................................................................................. 28

3.2.1 Ciclo padrão a ar Diesel .............................................................................................. 29

3.2.2 Ciclo padrão ar Otto .................................................................................................... 32

3.2.3 Motores turboalimentados do ciclo Otto ...................................................................... 34

3.2.4 Taxa ou razão de compressão....................................................................................... 36

3.2.5 Fator lambda (λ) .......................................................................................................... 37

3.2.6 Poder calorífico de um combustível ............................................................................. 40

3.2.7 Avanço de ignição ....................................................................................................... 41

3.2.8 Eficiência volumétrica ................................................................................................. 42

3.2.9 Eficiência térmica ........................................................................................................ 43

3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE ................................... 45

3.3.1 Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle........... 45

3.3.2 Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica ............................. 46

3.3.3 Balanço de energia em um motor de combustão interna ............................................... 48

3.3.4 Combustão em um MCI .............................................................................................. 49

CAPÍTULO IV .................................................................................................................... 51

ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO ............ 51

4.1 INTRODUÇÃO ............................................................................................................. 51

4.2 DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA ............................................................... 51

CAPÍTULO V ...................................................................................................................... 59

A OTTOLIZAÇÃO .............................................................................................................. 59

5.1 INTRODUÇÃO ............................................................................................................. 59

5.2 PARTICULARIDADES DO PROCESSO DE OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES

TURBOALIMENTADOS .................................................................................................... 60

5.3 COMPONENTES NECESSÁRIOS AO FUNCIONAMENTO DO MOTOR PERKINS

OTTOLIZADO .................................................................................................................... 61

5.3.1 Componentes do sistema de ignição estática ................................................................ 61

5.3.2 O Governador Eletrônico............................................................................................. 62

5.3.3 Sistema de alimentação e controle eletrônico de gás natural ........................................ 63

CAPÍTULO VI .................................................................................................................... 65

APARATO E DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL ................................................... 65

6.1 INTRODUÇÃO ............................................................................................................. 65

6.2 EQUIPAMENTOS UTILIZADOS NOS TESTES DO MOTOR OTTOLIZADO ........... 65

6.2.1 Bancada Dinamométrica.............................................................................................. 65

6.2.2 Medidor de vazão do ar de admissão ........................................................................... 68

6.2.3 Sistema de medição de vazão de GN ........................................................................... 69

6.2.4 Analisador de gases de combustão ............................................................................... 69

6.2.5 Medidor de vazão de água de arrefecimento do motor ................................................. 70

6.2.6 Sistema de resfriamento da turbina .............................................................................. 71

6.2.7 Sistema de medição de temperatura e de pressão da bancada de testes ......................... 71

6.2.7.1 Medição de temperatura da mistura ar/GN a montante do aftercooler ....................... 71

6.2.7.2 Medição de temperatura da mistura ar/GN a jusante do aftercooler ........................... 72

6.2.7.3 Medição da temperatura dos gases de escape e da parede da turbina ......................... 73

6.2.7.4 Medição de temperatura e de pressão do coletor de admissão ................................... 73

6.2.7.5 Medição da temperatura do óleo do motor ................................................................ 74

6.2.7.6 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor ..................................... 75

6.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL ............................................................................ 75

6.3.1 Calibração do dinamômetro ......................................................................................... 75

6.3.2 Medição da vazão da água do sistema de arrefecimento do motor ................................ 76

6.3.3 Testes realizados no motor convertido ......................................................................... 76

6.3.3.1 Testes realizados com o motor operando na taxa de compressão de 7,6:1 .................. 77

6.3.3.2 Ensaios realizados com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1 ............... 78

CAPÍTULO VII ................................................................................................................... 79

RESULTADOS E ANÁLISES ............................................................................................. 79

7.1 INTRODUÇÃO ............................................................................................................. 79

7.2 ENSAIOS REALIZADOS COM O MOTOR OPERANDO COM A TAXA DE

COMPRESSÃO DE 7,6:1 .................................................................................................... 79

7.2.1 Influência do avanço de ignição na emissão de NOx e na temperatura dos gases de

escape .................................................................................................................................. 79

7.2.2 Resultados de desempenho do motor sob a influência de duas formas distintas de

refrigeração da turbina ......................................................................................................... 81

7.3 RESULTADOS DOS TESTES PARA O MOTOR CONVERTIDO SOB A INFLUÊNCIA

DAS TRÊS TAXAS DE COMPRESSÃO ............................................................................ 83

7.3.1 Avanços de ignição mais funcionais ao motor ottolizado.............................................. 83

7.3.2 Desempenho do motor funcionando com três diferentes taxas de compressão .............. 84

7.3.3 Análise energética realizada no motor convertido ........................................................ 89

CAPÍTULO VIII .................................................................................................................. 96

CONCLUSÃO ..................................................................................................................... 96

SUGESTÕES PARA OS PRÓXIMOS TRABALHOS ......................................................... 99

REFERÊNCIAS ................................................................................................................ 100

ANEXO A – Massas molares dos constituintes do GN e dos produtos formados em sua

combustão .......................................................................................................................... 104

ANEXO B – Equacionamentos para a obtenção dos calores específicos dos produtos gerados

na combustão do GN .......................................................................................................... 105

APÊNDICE A – Dados dos Testes realizados com motor Perkins operando nas taxas de

compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1 .................................................................................... 106

APÊNDICE B – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos dos balanços energéticos

.......................................................................................................................................... 107

APÊNDICE C – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos da taxa de compressão 118

APÊNDICE D – Resultado dos testes de seleção do avanço de ignição (Motor Perkins

operando nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1)................................................ 121

LISTA DE FIGURAS

Figura 3.1 – Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002). .......... 30

Figura 3.2 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte:

Giacosa (1986). .................................................................................................................... 31

Figura 3.3 – Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002)....................... 32

Figura 3.4 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte

Giacosa (1986). .................................................................................................................... 33

Figura 3.5 – Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna.

Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003). ................................................................................. 35

Figura 3.6 – Comparação entre gráficos P-v, em um cilindro de um motor do ciclo Otto real,

sob diferentes condições de pressão de admissão. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003). ..... 35

Figura 3.7 – Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006). .. 37

Figura 3.8 – Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte:

Martins (2006). .................................................................................................................... 39

Figura 3.9 – Gráfico de emissão de NO e de NO2 no escape de um motor a gasolina, em

função da relação de mistura ar/combustível. Fonte: Martins (2006). ................................... 40

Figura 3.10 – Gráfico P- θ para os ciclos com: (a) combustão normal, (b) detonação leve e (c)

detonação forte. Fonte: Adaptado de Heywood (1988). ........................................................ 42

Figura 3.11 – Gráfico de eficiência térmica em função da taxa de compressão. Fonte:

Heywood (1988). ................................................................................................................. 44

Figura 3.12 – Desenho esquemático de um volume de controle envolvendo um equipamento e

os fluxos mássicos que o cruzam através da superfície de controle. ...................................... 45

Figura 3.13 – Volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos de energia

associados com os fluxos mássicos e as interações de calor e trabalho com o meio............... 47

Figura 3.14 – Volume de Controle para um motor de combustão interna. Fonte: (MORAN e

SHAPIRO, 2002). ................................................................................................................ 48

Figura 4.1 – Desenho esquemático da bancada de testes tomando o motor Perkins como

Volume de Controle. ............................................................................................................ 52

Figura 5.1 – Foto do Motor Diesel Perkins 1104C-44TAG2. ................................................ 59

Figura 5.2 – Foto das bobinas de ignição estática e dos cabos de vela. .................................. 61

Figura 5.3 – Foto do sistema de controle de ignição: (a) Unidade Controle Eletrônico de

Dados, (b) Conjunto roda fônica/sensor de rotação. .............................................................. 62

Figura 5.4 – Foto dos componentes do governador eletrônico: (a) Pick-up magnético, (b)

Central de controle, (c) Corpo de borboleta com atuador. ..................................................... 63

Figura 5.5 – Sistema de alimentação e controle de GN. ........................................................ 63

Figura 5.6 – Sonda lambda inserida no escape. ..................................................................... 64

Figura 5.7 – Interface do sistema de alimentação eletrônico de GN. ..................................... 64

Figura 6.1 – Motor conectado ao dinamômetro hidráulico. ................................................... 66

Figura 6.2 – Bancada de simulação de carga......................................................................... 66

Figura 6.3 – Sistema de arrefecimento da água do motor (a) Trocador de Calor e acessórios,

(b) Reservatório de água fria. ............................................................................................... 67

Figura 6.4 – Sistema de arrefecimento da mistura ar/GN. ..................................................... 68

Figura 6.5 – Anemômetro digital .......................................................................................... 68

Figura 6.6 – Sistema de medição de vazão volumétrica de GN ............................................. 69

Figura 6.7 – Analisador de gases da Alfatest. ........................................................................ 70

Figura 6.8 – Medidor de vazão ultrassônico PT878: (a) Central de aquisição de dados, (b)

Transdutores ultrassônicos acoplados ao tubo de passagem de água. .................................... 70

Figura 6.9 – Sistema de resfriamento da turbina: (a) Aparato de refrigeração por água, (b)

Aparato de refrigeração por eletroventilador com direcionamento de fluxo. ......................... 71

Figura 6.10 – Medição da temperatura a montante do aftercooler: (a) Sistema de captação de

dados, (b) Módulo de aquisição e registro de dados de temperatura. ..................................... 72

Figura 6.11 – Medição da temperatura a jusante do aftercooler. ............................................ 72

Figura 6.12 – Medição da temperatura dos gases de escape e da turbina do motor. ............... 73

Figura 6.13 – Medição da temperatura e da pressão da mistura ar/GN admitida.................... 74

Figura 6.14 – Medição da temperatura do óleo do motor. ..................................................... 74

Figura 6.15 – Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor: (a) Ponto de

captação da temperatura da água de saída do motor, (b) Ponto de captação da temperatura da

água de entrada do motor. .................................................................................................... 75

Figura 6.16 – Calibração do dinamômetro: (a) Fixação da massa para a calibração, (b)

Software de calibração. ........................................................................................................ 76

Figura 6.17 – Espaçadores utilizados para as mudanças da taxa de compressão do motor. .... 77

Figura 7.1 – Emissão de NOx, em função da potência gerada, para vários avanços de ignição.

............................................................................................................................................ 80

Figura 7.2 – Temperatura dos gases de escape, em função da potência, para avanços distintos.

............................................................................................................................................ 80

Figura 7.3 – Incandescência nas superfícies da turbina e do coletor de escape ocorrida em

altas potências. ..................................................................................................................... 81

Figura 7.4 – Eficiência do motor, em função da potência, operando sem o resfriamento da

turbina e com refrigeração a ar e a água. .............................................................................. 82

Figura 7.5 - Temperatura da carcaça da turbina, em função da potência, com a turbina sem

resfriamento e refrigerada por ar e por água. ........................................................................ 83

Figura 7.6 – Gráfico de avanço de ignição ótimo, em função da potência, para as taxas de

compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. ..................................................................................... 84

Figura 7.7 – Eficiência térmica do motor, em função da potência, com o motor operando nas

taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. (Cada ponto exposto nas curvas de eficiência está associado ao

avanço de ignição utilizado em cada ensaio) ........................................................................ 85

Figura 7.8 - Custos com combustível, em função da potência, com o motor operando nas taxas

de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. ........................................................................................................ 86

Figura 7.9 – Pressão no coletor de admissão, em função da potência. ................................... 86

Figura 7.10 – Temperatura dos Gases de Exaustão, em função da potência, obtidas a partir do

motor operando com diferentes taxas de compressão. ........................................................... 87

Figura 7.11 – Emissão de NOx, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão

utilizadas. ............................................................................................................................. 88

Figura 7.12 – Emissão gasosa de Hidrocarbonetos (HC) no escapamento do motor, em função

da potência, para as diferentes taxas de compressão. ............................................................ 89

Figura 7.13 - Balanço energético para o sistema operando com taxa de compressão de 12,3:1

(Potência máxima de 85 cv) ................................................................................................. 90


(Potência máxima de 120 cv) ............................................................................................... 91

Figura 7.15 - Balanço energético para o motor operando com taxa de compressão de 7,6:1

(Potência máxima de 90 cv) ................................................................................................. 92

Figura 7.16 - Curvas de Eficiência e de Pressão Média Efetiva, PME, em função da relação:

diâmetro do coletor de escape/diâmetro do cilindro. Fonte: Adaptado de Kesgin (2004). ...... 94

LISTA DE TABELAS

Tabela 3.1 – PCI e PCS dos elementos constituintes do GN.................................................. 41

Tabela 3.2 – Composição do ar atmosférico. ........................................................................ 50

Tabela 4.1 - Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos

testes. ................................................................................................................................... 52

Tabela 4.2 – Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado............... 53

Tabela 7.1 – Dados de desempenho do motor, com taxa de 7,6:1 e potência de 90 cv, em

função do λ. ......................................................................................................................... 93

Tabela A.1 – Massa molar dos reagentes e dos produtos da combustão do GN. .................. 104

LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS

GLP Gás Liquefeito de Petróleo

GN Gás Natural

ICE Ignição por Centelha

ICO Ignição por Compressão

IPT Instituto de Pesquisas Tecnológicas

LI Laboratório de Inovação

LTE Laboratório de Termoenergética

MCI Motor de Combustão Interna

PBGÁS Companhia Paraibana de Gás

PCI Poder Calorífico Inferior

PCS Poder Calorífico Superior

PID Proporcional Integrativo Derivativo

PME Pressão Média Efetiva

PMI Ponto Morto Inferior

PMS Ponto Morto Superior

UCE Unidade de Controle Eletrônico

UFPB Universidade Federal da Paraíba

TGE Temperatura dos Gases de Exaustão

LISTA DE SIMBOLOS

C Curso total do pistão (mm)

D Diâmetro do pistão (mm)

R Raio de manivelas em motores cilindrados (mm)

L Comprimento da biela (mm)

Ângulo de manivelas em motores cilindrados (º)

Razão ou taxa de compressão

Vd Volume deslocado pelo pistão na etapa de admissão (mm3)

Vcc Volume comprimido pelo pistão na câmara de combustão (mm3)

P0 Pressão do ar na entrada do filtro (bar)

P1 Pressão da mistura ar/GN no coletor de admissão (bar)

T0 Temperatura do ar na entrada do filtro (ºC)

T1 Temperatura da mistura ar/GN na entrada do aftercooler (ºC)

T2 Temperatura da mistura ar/GN na saída do aftercooler (ºC)

T3 Temperatura da mistura ar/GN no coletor de admissão (ºC)

T4 Temperatura da parede de turbina (ºC)

T5 Temperatura dos gases de exaustão (ºC)

T6 Temperatura da água de arrefecimento na entrada do bloco do motor (ºC)

T7 Temperatura da água de arrefecimento na saída do bloco do motor (ºC)

CP Calor Específico à Pressão Constante (kJ/kg.K)

k Coeficiente de expansão adiabática

λ Fator Lambda

φ Umidade relativa do ar (%)

Eficiência volumétrica (%)

Eficiência térmica (%)

ṁ Vazão mássica de ar ou de mistura ar/combustível (kg/s)

ṁc Vazão mássica de combustível (kg/s)

ṁgases Vazão mássica dos gases de exaustão (kg/s)

ṁar Vazão mássica de ar admitido no cilindro (kg/s)

ṁGN Vazão mássica de gás natural admitido no cilindro (kg/s)

ρ Massa específica do ar ou da mistura ar/combustível (kg/m3)

s Entropia (kJ/kg.K)

Ẇ Potência de eixo do motor (W)

Taxa de calor perdida no arrefecimento do motor (W)

Taxa de calor perdida no aftercooler (W)

Taxa de calor perdida nos gases de escape do motor (W)

Taxa de calor perdida por radiação e convecção (W)

Taxa de energia cedida pelo gás natural (W)

18

CAPITULO I

INTRODUÇÃO

Um grande número de grupos geradores, tipicamente acionados por motores

estacionários a diesel, está instalado em diversas áreas de atividade produtiva nacional. O

interesse pelo uso desses equipamentos para a produção de energia elétrica, por parte de

empresas brasileiras (indústrias, hotéis, shopping centers, hospitais, etc.), se dá principalmente

pela existência dos horários de pico. No Brasil, este horário está definido, em geral, como as

três horas diárias compreendidas entre as 17 e 22 h e o custo da energia elétrica fornecida pela

concessionária, para esses setores, pode chegar até dez vezes o da tarifa básica, dependendo

da demanda contratada (PERFECTUM, 2014).

O motor a diesel, devido a sua robustez, é geralmente utilizado para a geração de

energia mecânica, em veículos pesados, e de energia elétrica, em grupos geradores. Esses

motores, contudo, contaminam o meio ambiente devido, principalmente, à emissão de grandes

quantidades de material particulado e de compostos de enxofre em seus gases de exaustão.

Tais emissões, além de serem cancerígenas, contribuem para o aparecimento de doenças

cardiovasculares e respiratórias, podendo ainda colaborar para o aumento da acidificação de

águas, dos solos e de plantas (SANTANA, 2012).

A partir da crise do petróleo, ocorrida em meados de 1970, o governo brasileiro tem

intensificado a busca por fontes alternativas de energia. Neste sentido, o Gás Natural (GN)

por oferecer uma queima limpa, praticamente, livre de particulados e de enxofre, vem obtendo

destaque como combustível de recorrência e estudos para o seu emprego em motores Diesel,

de forma parcial (sistema dual) ou de forma total, vêm se intensificando (MMA, 2014). É

notório que o uso do sistema dual ainda traz prejuízos ao meio ambiente, pois nos motores

com essa característica, continua-se usando o diesel como combustível piloto para

proporcionar a ignição e iniciar a combustão do gás natural (MOUTELLA, 2009).

19

Com o objetivo de se eliminar todos os inconvenientes que o uso do diesel traz ao

meio ambiente e de se reduzir os custos das empresas com energia elétrica nos horário de

pico, várias pesquisas em conversão de motores Diesel para utilizar combustíveis mais

adequados ao meio ambiente vêm sendo realizadas. Os Laboratórios de Termoenergética

(LTE) e de Inovação (LI) da Universidade Federal da Paraíba (UFPB) se tornaram exemplos

da realização de tais estudos. Ali, grupos de pesquisadores têm desenvolvido técnicas de

conversão de motores do ciclo Diesel para o ciclo Otto (Ottolização), através de

procedimentos simples, de baixo custo e com a possibilidade de reversão para o diesel,

necessária em certas ocasiões. Como resultado, as características originais de um motor de

Ignição por Compressão, ICO, passam a ser as de um motor de Ignição por Centelha, ICE.

Inicialmente, estas equipes de conversão voltaram seus interesses para motores, naturalmente

aspirados, comprovando a viabilidade econômica da ottolização quando o diesel era

substituído por GN, etanol, ou pelo Gás Liquefeito de Petróleo, GLP (JAGUARIBE et al.,

2007; QUEIROGA, 2009; FERRAZ, 2010).

O surgimento dos turbocompressores nos Motores de Combustão Interna (MCI)

permitiu a redução da razão peso/potência, tendo conquistado o mercado como um todo. A

turboalimentação aproveita a energia dos gases de exaustão para promover o aumento da

pressão de admissão e da massa de ar/combustível admitida nos cilindros, proporcionando

assim, um consequente aumento de potência do motor (MARTINS, 2006). Visando o

aproveitamento das vantagens da turboalimentação, o setor empresarial brasileiro possui, em

sua grande maioria, motores Diesel com essa característica, empregados na geração de

energia elétrica. Esses fatores fizeram com que os estudiosos da ottolização dirigissem suas

atenções para esta classe de motor.

Um parâmetro que merece a atenção em qualquer processo de ottolização é a

octanagem do combustível. De fato, quanto maior o seu valor, melhor será a resistência do

combustível as altas pressões no interior dos cilindros, sem sofrer o indesejado fenômeno da

detonação. Este parâmetro é determinante tanto para a obtenção da taxa de compressão, como

para os avanços de ignição, mais adequados ao funcionamento de um motor do ciclo Otto.

A determinação da taxa de compressão em motores naturalmente aspirados é, de certa

forma, mais simples, por existirem pressões fixas na admissão com valores próximos da

atmosférica. Já com os motores turboalimentados existe uma maior complexidade devido a

natural elevação das pressões de admissão, promovida pela ação do turbocompressor.

Dando continuidade aos avanços já realizados no domínio da conversão de motores a

diesel, este estudo busca identificar os fatores limitantes das potências nos motores

20

turboalimentados ottolizados para GN, para estes funcionando em condições de operações

consideradas favoráveis aos maiores desempenhos. Na adequação das condições de trabalho

fez-se escolha pelos seguintes parâmetros: taxa de compressão, ângulos de avanço de ignição,

níveis de temperatura de exaustão e de pressão de admissão, tendo-se escolhido como

combustível de flexibilização o gás natural e para os testes o motor a diesel Perkins, modelo

1104C-44TAG2, turboalimentado, com aftercooler e potência (standby) de 112,4 kW (a 1800

rpm). Um dinamômetro com freio hidráulico de até 500 cv, um analisador de gases e um

medidor de vazão volumétrica de GN, constituíram os principais aparatos necessários ao

levantamento de dados. Este trabalho foi, ainda, consubstanciado por uma análise energética

global, através da qual se evidenciou o aproveitamento da energia do combustível para a

realização de trabalho e as perdas do processo.

A estrutura desta tese foi dividida em capítulos para apresentação do seu conteúdo.

Além do Capítulo I em que se expõe a Introdução e os objetivos deste trabalho, encontra-se

na sequência o Capítulo II, apresentando uma revisão bibliográfica relacionada à ottolização

de motores e aos estudos feitos em motores através de análises energéticas. Já o Capítulo III

trata da fundamentação teórica, onde são discutidos os principais parâmetros e características

dos motores de combustão interna, bem como, os conceitos termodinâmicos essenciais à

análise energética proposta. No Capítulo IV são descritos as considerações termodinâmicas e

os equacionamentos utilizados para os cálculos do balanço energético do motor Perkins

ottolizado. No Capítulo V, é demonstrada a técnica de ottolização do motor Perkins para GN.

No Capítulo VI é apresentado o aparato experimental, bem como a metodologia adotada nos

ensaios realizados no motor convertido para GN. No Capítulo VII são apresentados e

discutidos os resultados dos experimentos feitos no motor Perkins e, por fim, o Capítulo VIII,

expõe as conclusões gerais obtidas ao longo da realização deste trabalho.

21

CAPITULO II

REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

2.1 INTRODUÇÃO

Neste Capítulo são feitas referências às principais publicações técnicas pertinentes à

ottolização de motores Diesel e à análise energética realizada em motores de combustão

interna nos últimos 14 anos.

2.2 O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL

Com a crescente preocupação dos impactos que a utilização de motores a diesel

acarreta ao meio ambiente, vários esforços vêm sendo realizados por engenheiros e estudiosos

do assunto, ao longo das últimas décadas, para promoverem a substituição total, ou parcial

desse combustível.

Dasappa (2001) discutiu os principais fatores que influenciam a produção de energia a

partir de um motor a gás para prever a potência e a eficiência térmica em um motor a diesel

convertido para funcionar com diversos combustíveis gasosos. Os principais fatores tratados

foram o poder calorífico do gás e a taxa de compressão do motor, levando em consideração

algumas relações empíricas disponíveis a partir da literatura. Foram realizados estudos de

caso para diferentes combustíveis gasosos com objetivo de se verificar esta influência na

eficiência e na potência de saída do motor convertido. O autor verificou que a redução da taxa

de compressão no processo de conversão do motor leva a uma consequente queda em sua

eficiência térmica. Especificamente, para um motor turboalimentado, a diesel, fabricado pela

Greaves, modelo TB232, o autor averiguou que existe uma perda na potência máxima após

sua conversão para funcionar com GN, biogás ou gás produzido por gaseificação, chegando a

8,1 %, 50,5 % e 54,3 % respectivamente.

22

Dasappa et al. (2003) ottolizaram um motor RB-33 a diesel para operar com gás

produzido por gaseificação de bioresíduos. Através dos resultados dos testes, verificou-se que

o motor convertido operando com taxa de compressão de 17:1 entrega uma potência de 20

kW com uma eficiência de 30,7 %, enquanto que o motor original a diesel alcança 24 kW de

potência com 33 % de eficiência. Constataram, ainda, que a potência de saída e a eficiência

diminuem com a redução da taxa de compressão, chegando-se a uma potência máxima de

17,6 kW com uma eficiência de 27,5 % ao se trabalhar com uma taxa de 11,5:1.

Conceição (2006) estudou a viabilidade técnica, econômica e ambiental da inserção do

gás natural veicular em frotas do transporte coletivo urbano originalmente a diesel. Neste

estudo um motor de um ônibus urbano fabricado pela Mercedes Benz, modelo OM 366 LA, a

diesel, foi convertido para operar com gás natural na cidade de Porto Alegre. A ottolização foi

promovida pela empresa Tomassetto Achile da Argentina. Os resultados sinalizaram

benefícios ambientais e econômicos, como: a redução dos gastos com combustível e a

diminuição do ruído interno do veículo, com benefício para os ocupantes.

Semin et al. (2009) propuseram a otimização da eficiência térmica de um motor Diesel

convertido para trabalhar com gás natural, através de modificações no seu sistema de

alimentação. Foi avaliado um sistema multiponto de alimentação por bicos injetores de gás e

verificou-se que os bicos que possuíam multifuros ofereciam maior uniformização da mistura

ar/gás do que aqueles com um único furo, gerando assim, ganhos de potência e de eficiência

térmica ao motor. Avaliaram, também, que a posição da vela de ignição e a geometria dos

pistões influenciam diretamente na eficiência térmica dos motores que utilizam este sistema

de alimentação.

Gutiérrez (2011) realizou um estudo teórico-experimental de desempenho de um

motor Diesel, Scania, de 6 cilindros, ottolizado para trabalhar com gás natural. Foi

desenvolvido um modelo termodinâmico para um ciclo fechado, baseado na Primeira Lei,

objetivando o estudo do desempenho do motor convertido. Para representar o comportamento

da mistura de gases no interior do cilindro foram usadas duas abordagens: A Equação dos

Gases Ideais e a Equação dos Gases Reais de Van Der Waals. O modelo computacional

desenvolvido foi validado através de ensaios experimentais.

Com o objetivo de diminuir os custos da ottolização em motores a diesel, utilizando

mão de obra e peças nacionais, pesquisadores do LTE e do LI vêm promovendo diversos

estudos com resultados significativos, como os de:

23

Rumão (2008) realizou a conversão de um motor MWM D229-4, naturalmente

aspirado, para funcionar apenas com gás natural. Em seus testes, simulou-se uma situação

industrial de um grupo gerador funcionando em um chão de fábrica (motor com rotação fixa

de 1800 rpm acoplado a um gerador elétrico). No estudo foi concluído que a substituição do

diesel pelo GN permite uma economia, em termos de custos com combustível, que varia de

36% a 52%, a depender da carga solicitada ao gerador. Foi observado, também, que a

ottolização proporciona ao motor ganho de potência, redução dos níveis de ruído e de emissão

de poluentes.

Queiroga (2009) converteu um motor MWM D229-6, naturalmente aspirado, para

operar com etanol. Os resultados foram obtidos com o motor ottolizado acoplado a um

gerador elétrico e funcionando com rotação de 1800 rpm. O autor verificou que houve

redução da potência máxima em 27 %, com relação ao motor original. Foi verificada também,

uma economia com a troca de diesel pelo etanol, de 9,51 %, para o motor funcionando a 73%

da sua potência máxima original. Com relação aos níveis de ruído, a configuração ottolizada

promoveu uma redução de até 1,2 dB em relação ao motor original.

Oliveira (2009) converteu o mesmo motor MWM D229-4, para que operasse com

GLP. Todos os testes foram realizados em condições semelhantes aos de Rumão (2008), e os

resultados demostraram que este tipo de conversão proporciona, ao motor, ganhos de potência

em torno de 14 %. Foi constatada, ainda, a possibilidade de se ter uma economia, em custo

com combustível, de até 15 %, e uma redução de 8 dB na intensidade do ruído, em relação ao

motor Diesel original.

Ferraz (2010), objetivando ampliar as perspectivas de ottolização em motores Diesel,

converteu um motor naturalmente aspirado, com a particularidade de possuir bicos internos à

tampa do cabeçote. O objeto do estudo foi um motor Mercedes OM-366 que após ter sido

convertido e exposto a alguns ensaios, permitiu um aumento de potência de,

aproximadamente, 13 % em relação à configuração original a diesel. O motor convertido

apresentou vantagem econômica, com gastos em combustível, em comparação com o original,

quando operou com cargas acima de 53 kW (80% da potência máxima).

Ampliando a aplicação do processo de ottolização, Oliveira (2012) converteu um

motor Diesel turboalimentado da Perkins para operar apenas com GLP. Após a conversão, o

motor foi testado com três sistemas de alimentação distintos: 1. Sistema com injeção

eletrônica multiponto; 2. Sistema com misturador e controle mecânico; 3. Sistema com

misturador e controle eletrônico PID. Em cada sistema foram analisados os consumos, as

potências, as emissões dos gases de escape e as temperaturas e pressões nos sistemas

24

auxiliares do motor. Através de balanços energéticos e exergéticos verificou-se que os dois

sistemas com misturador apresentaram desempenhos semelhantes e superiores ao injetado.

Considerando-se a necessidade dos produtores de cana-de-açúcar de utilizarem

motores robustos, Queiroga (2012) ottolizou um motor Diesel turboalimentado fabricado pela

Perkins, para funcionar com etanol hidratado. O estudo levou em conta a necessidade de se

obter valores de taxa de compressão e de avanço de ignição adequados aos motores

turboalimentados movidos a etanol, uma vez que as correspondências usuais desses

parâmetros diferem daquelas dos motores naturalmente aspirados. O autor elaborou um

modelo matemático a partir de correlações existentes na literatura especializada e através de

ensaios realizados com o motor convertido na taxa de compressão de 9,3:1, mostrou que o

modelo proposto conseguiu reproduzir de forma satisfatória os dados reais de potência e de

rendimento indicados.

Com o objetivo de estudar a geração de eletricidade usando um sistema composto por

um gaseificador de biomassa e um grupo gerador, Rumão (2013) ottolizou um motor a diesel

da MWM D229-4, taxa de compressão de 17:1, para funcionar com gás pobre. A alimentação

do motor foi realizada através de um gaseificador de biomassa que forneceu o gás pobre (com

dois diferentes tipos de rejeitos de madeira) para o seu funcionamento. O motor foi testado

com diferentes ângulos de avanço de ignição. A potência elétrica produzida com a biomassa

residual chegou a 26 kWe com consumo específico de 0,838 kg/kWe.h. Em termos

comparativos, um sistema semelhante funcionado com um motor dual (diesel/gás pobre) no

IPT de São Paulo, chegou a potência máxima de 20 kWe com um consumo de biomassa igual

a 0,900 kg/kWe.h. Foi concluído que o uso da energia da biomassa através do gás pobre em

motores ottolizados é uma opção energética viável para geração de energia elétrica, sendo

viável, principalmente se a biomassa advém de rejeitos.

2.3 A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO

INTERNA

Ajav et al. (2000) realizaram um estudo de aproveitamento energético de um motor a

diesel de 10 hp, monocilíndrico, operando de forma dual com etanol. Os testes foram

realizados com o motor funcionando com diesel puro e com a adição de etanol variando entre

5% e 20%. O motor foi acoplado a um dinamômetro hidráulico, operando com rotação fixa de

1500 rpm. Com o auxílio de sensores de temperatura e de medidores de fluxos de ar, de

combustível e de água de arrefecimento, foi mensurada a quantidade de energia utilizada para

25

o fornecimento de trabalho de eixo, bem como as energias perdidas na água de arrefecimento,

nos gases de escape e através da radiação. Os autores verificaram que a potência útil do motor

aumenta com a adição de etanol ao diesel. Este resultado é uma consequência do

arrefecimento da mistura, ar/combustível, provocado pelo etanol e pelo fato de sua combustão

ser mais eficiente do que a do diesel. Observou-se, também, que a temperatura dos gases de

escape e a temperatura do óleo de lubrificação foram menores quando da adição do etanol.

Yüksel et al. (2003), através de análises energéticas, investigaram os efeitos da adição

de hidrogênio na admissão de um motor de quatro cilindros operando com gasolina. Foram

verificadas: a eficiência do motor, as perdas de calor através dos gases de escape e da água de

arrefecimento. Os ensaios foram realizados com o motor funcionando de 1000 rpm a 4500

rpm, com gasolina pura e com a adição de três valores diferentes de fluxo mássico de

hidrogênio: 0,129 kg/h; 0,168 kg/h e 0,208 kg/h. Durante os ensaios, cargas foram impostas

ao motor por um dinamômetro hidráulico e os resultados mostraram que a introdução de

hidrogênio no motor a gasolina diminui as perdas de calor para a água de arrefecimento. Esta

suplementação faz o consumo específico de combustível diminuir, aumentando o rendimento

térmico do motor, contudo, a sua potência máxima é reduzida.

Taymaz (2005) realizou um balanço de energia, em um motor Diesel turboalimentado,

para a análise da influência de um isolamento cerâmico, feito na face dos pistões e das

válvulas, no desempenho deste motor. O isolamento teve por objetivo a redução do calor

rejeitado no processo de combustão para água de arrefecimento. Para que essa quantificação

fosse realizada, dados de temperatura e de fluxos mássicos de ar e de combustível foram

coletados. Para a realização dos testes o motor, acoplado a um dinamômetro hidráulico,

operou com diferentes condições de cargas e de velocidades e os resultados indicaram que o

aumento da temperatura de combustão provocado pela aplicação da camada isolante pode

aumentar a potência útil em 32% a 34 % (em 50 % da carga total) e em 37% a 38 % (em 80 %

da carga total). Com a utilização do isolamento, verificou-se também, uma redução na energia

dissipada pela água de arrefecimento e um aumento na energia perdida nos gases de exaustão.

Özcan et al. (2006) realizaram um estudo da influência da injeção de água em um

motor movido a GLP. Com o auxílio de um dinamômetro hidráulico, o motor foi testado em

diversas condições de velocidade e de nível de injeção de água na mistura ar/gás. Através dos

dados captados por medidores de fluxo e por sensores de pressão e de temperatura inseridos

em pontos específicos do motor, pôde-se realizar um balanço térmico global do motor. O

balanço térmico levou em consideração as principais transformações da energia química do

combustível em um motor de combustão interna, como: Potência útil gerada, energia perdida

26

na água de arrefecimento e energia perdida nos gases de exaustão. Os resultados mostraram

que a potência útil e a eficiência do motor crescem na medida em que se aumenta o nível de

injeção de água na admissão. O autor verificou, ainda, que tanto a temperatura dos gases de

exaustão como a temperatura interna dos cilindros diminuem com a adição de água.

Com o objetivo de se reduzir o uso do diesel em motores, Wallace (2007) converteu

um motor fabricado pela Cummins, a diesel, para operar com biodiesel B100. Fazendo uso da

análise energética, pôde comparar o desempenho deste motor a diesel operando com seu

combustível original e com biodiesel. Nos testes experimentais foram captados os dados de

transformação da energia do combustível em potência do motor e em energia perdida na

refrigeração do motor, na saída dos gases de escape, por radiação e pelo óleo de lubrificação

do motor. Foi constatado que a energia de entrada de biodiesel obteve a seguinte distribuição:

37,4 %; 31,1 % e 29,6 % para o arrefecimento do motor, para os gases de escape e para a

potência, respectivamente. Para o motor operando com diesel, o balanço energético se

desenvolveu da seguinte forma: 37,5 %; 31,4 % e 29,2 % para as áreas de arrefecimento, de

exaustão e de potência, respectivamente. As perdas por radiação e para o óleo ficaram em

torno de 2 %, em ambos os casos.

Ciniviz (2010) realizou uma investigação, através de análises energéticas, do efeito de

um revestimento cerâmico na superfície das válvulas e dos pistões de um motor Mercedes

Benz a diesel, turboalimentado, funcionando em duas condições distintas: com 100 % de óleo

diesel e com uma mistura de 90% de diesel e 10% de etanol. Através dos testes realizados

pôde-se constatar que o isolante provoca redução na transferência de calor para o fluido de

arrefecimento do motor de 15%, utilizando-se o diesel, e de 22% quando se utiliza a mistura

diesel/etanol. O autor verificou, ainda, que a elevação na temperatura dos gases de escape na

entrada da turbina, proporcionada pelo isolamento, gera um aumento 2 % na potência máxima

do motor funcionando com o diesel. Já para motor operando com a mistura diesel/etanol, o

uso do isolante proporcionou uma redução na potência do motor de 22,5 %, estando este fato

relacionado com o baixo poder calorífico do etanol.

Sorathia et al. (2012) verificaram, através de análises energéticas, o comportamento de

um motor Diesel, monocilíndrico, naturalmente aspirado, funcionando com óleo diesel e com

uma mistura diesel/biogás. O motor foi acoplado a um gerador elétrico e ensaiado com

rotação fixa. Foram realizadas medições de temperatura e dos fluxos de ar e de combustível

para cada carga imposta. Desta forma, os saldos de energia foram determinados para a

apreciação do desempenho do motor operando com óleo diesel e com diesel/biogás. Os

estudos apontaram que a eficiência térmica do motor diminuía com o aumento da proporção

27

de biogás, chegando a 27,50 %. Já o motor operando com diesel obteve eficiência de 28,25 %.

Foi observado, também, que o motor operando na forma dual (Diesel/biogás) emitiu menos

monóxido de carbono e hidrocarbonetos não queimados, no sistema de escape, tendo este fato

sido atribuído a uma melhor queima com o uso do biogás na câmara de combustão.

Sabendo-se que os resultados obtidos com as pesquisas de motores Diesel ottolizados,

no LTE e no LI, demonstraram ser promissores e que existe pouca literatura relacionada à

ottolização de motores turboalimentados, uma das contribuições do trabalho proposto foi a de

avaliar os principais parâmetros que afetam o aumento de potência nestes tipos de motores,

operando com GN. Neste contexto, foram examinadas, através de análises energéticas, as perdas

de energia ocorridas no sistema e que poderão ser minimizadas através de possíveis

intervenções e modificações estruturais.

28

CAPÍTULO III

FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA

3.1. INTRODUÇÃO

Neste Capítulo são descritos, inicialmente, os elementos conceituais necessários ao

entendimento da conversão de um motor Diesel para GN, levando em consideração os

parâmetros e as características de funcionamento dos motores dos ciclos Diesel e Otto, sendo

finalizado com os conceitos termodinâmicos pertinentes ao estudo proposto.

3.2 PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES

DE COMBUSTÃO INTERNA

Segundo Martins (2006), define-se máquinas térmicas como aquelas que transformam

energia térmica em energia mecânica útil. A energia térmica provém da combustão de uma

mistura combustível/comburente, liberando-se deste modo, a energia química do combustível.

Do ponto de vista termodinâmico, Van Wylen et al. (2010), definem motor térmico

como um sistema que opera segundo um ciclo, realizando trabalho líquido positivo e trocando

calor líquido positivo. Ou seja, uma máquina térmica pode ser definida como um dispositivo

que, operando sob um ciclo termodinâmico, realiza trabalho líquido positivo a custa de

transferência de calor de um corpo em temperatura elevada para um corpo em temperatura

baixa. Frequentemente a denominação máquina térmica é usada num sentido mais amplo para

designar todos os dispositivos que produzem trabalho através da troca de calor ou combustão,

mesmo que o dispositivo não opere segundo um ciclo termodinâmico. O MCI é um exemplo

desse tipo de dispositivo e a denominação de motores térmicos é aceitável nestes casos.

Nos motores de combustão interna o combustível e o ar necessários à combustão, se

misturam, efetuando a queima dentro do cilindro do motor. Após a queima, a liberação da

29

energia faz elevar a temperatura da mistura provocando a expansão dos gases e, assim,

realizando trabalho.

Apesar do MCI operar segundo um ciclo aberto (admissão, compressão,

combustão/expansão e exaustão), nas análises destes motores é vantajoso concebê-los

operando em ciclos fechados que se aproximem dos ciclos abertos. Uma das aproximações é

o ciclo padrão de ar. Como exemplos de ciclos padrões de ar têm-se: ciclo padrão Diesel e o

ciclo padrão Otto. Os motores alternativos são classificados, ainda, de acordo com seu tipo de

ignição e podem ser por compressão (ICO) ou por centelha (ICE). Devido às propriedades

químicas do diesel, nos motores que utilizam este combustível a ignição se dá por

compressão, ou seja, o pistão comprime apenas o ar e com a injeção do diesel a alta pressão e

temperatura acontece a autoignição do combustível (MORAN, SHAPIRO, 2008).

Nos motores do ciclo Otto (a gasolina, a gás, etc.) o pistão admite e comprime uma

mistura ar/combustível que necessita de uma energia extra para provocar uma temperatura

suficientemente alta para o início da combustão. Assim, a ignição dessa mistura se dá por uma

centelha elétrica advinda de uma vela de ignição (PENIDO F., 1991).

3.2.1 Ciclo padrão a ar Diesel

Para a análise do ciclo padrão a ar Diesel são feitas considerações para as

transformações termodinâmicas do fluido de trabalho, onde todos os processos são ideais. A

representação gráfica desse ciclo, em motores naturalmente aspirados, pode ser observada

através do seu gráfico P-v (Pressão x volume), ver Fig. (3.1).

30

Figura 3.1 – Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002).

As transformações termodinâmicas da Fig. (3.1) são:

Processo 1-2, compressão isoentrópica ou com entropia constante (s = c), onde o ar é

comprimido de forma adiabática e reversível;

Processo 2-3, fornecimento de calor a pressão constante (isobárica).

Processo 3-4, expansão adiabática e reversível (isoentrópica). Os gases de combustão

se expandem realizando trabalho (tempo motor).

Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui a descarga dos produtos

de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar.

Sabe-se que, na prática, os processos de compressão e de expansão em um motor a

diesel não ocorrem isoentropicamente, nem o fornecimento e a rejeição de calor a pressão

constante, portanto o ciclo diesel próximo do real, levando-se em consideração as perdas de

calor e de trabalho por atrito, passa a ter uma forma diferente daquela típica do ciclo ideal, ver

Fig. (3.2).

31

Figura 3.2 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte:

Giacosa (1986).

Verificam-se, na Fig. (3.2), as regiões inerentes às perdas em um ciclo Diesel real,

onde a região D está representando as perdas de pressão, nos processos de admissão e

exaustão, na B, as do processo de ignição, relacionadas com a combustão não instantânea e à

dissociação do combustível no processo de combustão. Na região A, as perdas acontecem na

expansão e são provocadas pela troca de calor do fluido de trabalho com a parede dos

cilindros devido à ação do sistema de arrefecimento do motor, enquanto as ocorridas em razão

da abertura antecipada da válvula de exaustão são demonstradas na região C.

Observando-se a Fig. (3.2) percebe-se como se dá o funcionamento de um motor

Diesel real, naturalmente aspirado, que corresponde à seguinte descrição:

Com a válvula de admissão aberta, inicia-se o processo de admissão do ar com o

movimento descendente do pistão até o Ponto Morto Inferior (PMI), onde tal fluido se

encontra à pressão próxima da atmosférica. Na sequência, o pistão inicia o movimento

ascendente ao Ponto Morto Superior (PMS) e a válvula de admissão fecha-se. O ar admitido é

comprimido pelo pistão até a posição correspondente ao momento de injeção de diesel, que

ocorre um pouco antes do pistão atingir o PMS. O processo de combustão é iniciado,

acompanhado da compressão da mistura, a qual se compõe de gases, parcialmente, queimados

32

e outros prestes a entrarem em combustão. Após o pistão atingir o PMS, ele inicia seu retorno

ao PMI (O processo de combustão é finalizado em uma posição logo após o PMS). Este

adiantamento da injeção de diesel se dá para que o pico máximo de pressão ocorra quando o

pistão estiver em seu movimento descendente e o mais próximo do PMS. Com a combustão,

os gases são expandidos impulsionando o pistão em direção ao PMI, realizando o trabalho útil

do motor. A válvula de escape abre-se antes do pistão atingir o PMI, iniciando-se, assim, o

processo de exaustão dos gases de combustão, que é finalizado com o movimento ascendente

do pistão até o fechamento da válvula de escape, caracterizando o início de um novo ciclo.

3.2.2 Ciclo padrão ar Otto

Segundo Van Wylen et al. (2010), o ciclo padrão a ar Otto é um ciclo ideal que se

aproxima de um motor ICE. A análise desse ciclo, em motores naturalmente aspirados, pode

ser feita observando-se a Fig. (3.3).

Figura 3.3 – Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002).

As transformações termodinâmicas observadas na Fig. (3.3) são:

Processo 1-2, compressão reversível e adiabática (isoentrópica); modela e substitui a

compressão da mistura ar/combustível;

33

Processo 2-3, adição de calor a volume constante; substitui e modela a combustão da

mistura ar/combustível;

Processo 3-4, expansão reversível e adiabática (isoentrópica), substitui e modela o

processo de expansão dos produtos de combustão com realização de trabalho;

Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui e modela a exaustão dos

produtos de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar/combustível.

Na prática, os processos em um motor de ciclo Otto não são ideais, ou seja, não

ocorrem isoentropicamente e a volume constante. Portanto, o ciclo Otto, próximo do real,

possui uma forma diferente daquela apresentada pelo ciclo ideal e essas diferenças se

assemelham, em alguns pontos, daquelas observadas entre o ciclo real e o teórico Diesel, ver

Fig. (3.4).

Figura 3.4 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte

Giacosa (1986).

Verificando-se a Fig. (3.4) fica notório o efeito de algumas perdas existentes em um

ciclo Otto real, diferenciando-o, assim, do ciclo ideal. Na região D estão demonstradas as

perdas de pressão que acontecem nas etapas de admissão e de descarga, no ciclo real. Já na

34

região B estão representadas as perdas, no processo de ignição, relacionadas com a combustão

não instantânea e com a dissociação do combustível em elementos como CO, O, CO2 e H2. As

perdas ocorridas devido à troca de calor do fluido de trabalho com as paredes do cilindro

correspondem à região A e a C congrega as perdas, que ocorrem devido à abertura antecipada

da válvula de descarga, pois, no ciclo teórico a abertura dessa válvula é considerada

instantânea e no ciclo real ela se abre antes do pistão atingir o PMI.

O funcionamento de um motor Otto real, naturalmente aspirado, assemelha-se, em

alguns pontos com o de um motor Diesel:

O tempo de admissão é semelhante ao dos motores Diesel, diferindo apenas no que diz

respeito à aspiração, neste caso, aspira-se uma mistura ar/combustível. No tempo de

compressão, comprime-se a mistura e a combustão é provocada por uma centelha elétrica

através de uma vela de ignição, antes do pistão atingir o PMS. Com a ocorrência da centelha a

combustão da mistura acontece, provocando a expansão dos gases e a exaustão dos gases se

dá do mesmo modo do que a dos motores Diesel.

3.2.3 Motores turboalimentados do ciclo Otto

Segundo Martins (2006), uma das formas de se elevar a potência de um motor é pelo

aumento da quantidade de ar/combustível admitido em cada ciclo. Esse aumento pode ser

conseguido elevando-se a pressão na admissão do motor. A energia empregada neste

procedimento advém, muito das vezes, da entalpia dos gases de escape, empregando-se um

turbocompressor.

O turbocompressor possui um par de rotores axiais, fixado em um único eixo, que

opera, de um lado, como turbina e do outro como compressor. Os gases de escape ao

passarem entre a seção de entrada e a de saída da turbina giram tanto o rotor da turbina como

o do compressor. A mistura ar/combustível ao ser admitida na entrada do compressor é

comprimida a pressões acima da atmosférica, fazendo com que seja possível adicionar mais

massa de mistura ao volume do cilindro, aumentando a potência do motor. Através da Fig.

(3.5) é possível visualizar um esquema geral de turboalimentação em motores de combustão

interna do ciclo Otto.

35

Figura 3.5 – Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna.

Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003).

Pulkrabek (2003) expõe e discute um teste realizado em um motor do ciclo Otto

fabricado pela empresa General Motors. Ali foram levantadas algumas curvas, evidenciando

os efeitos que a turboalimentação provoca na pressão interna do cilindro, ver Fig. (3.6).

Figura 3.6 – Comparação entre gráficos P-v, em um cilindro de um motor do ciclo Otto real,

sob diferentes condições de pressão de admissão. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003).

36

Através das curvas expostas na Fig. (3.6), Pulkrabek (2003) observou que ao se

aumentar a pressão de admissão de 50, 2 kPa para 75,0 kPa, por ação de um turbocompressor,

provoca-se a elevação do pico de pressão no cilindro, com o consequente ganho de potência.

Por outro lado, há que se levar em consideração que a elevação da pressão da mistura

ar/combustível a ser admitida eleva, também, a sua temperatura podendo causar a sua ignição

espontânea, ou seja, uma ignição antes da ocorrência da centelha da vela. De uma forma geral,

para melhorar os efeitos da turboalimentação nos motores, adiciona-se após o

turbocompressor um equipamento de arrefecimento da mistura, denominado de aftercooler.

Este trocador de calor, além de minimizar a possibilidade de ignição espontânea da mistura,

através da redução da temperatura, contribui para adensar a sua massa no interior dos

cilindros, aumentando-se a quantidade admitida e, consequentemente, a energia introduzida

na etapa de admissão do motor. Na maioria dos casos, este trocador de calor fica junto ao

radiador e recebe a ventilação do ar proveniente da hélice do eixo motor para a refrigeração

da mistura ar/combustível. Todavia, visando-se aumentar a eficiência de refrigeração da

mistura, alguns motores utilizam aftercoolers com resfriamento por água.

3.2.4 Taxa ou razão de compressão

Como discutido em seções anteriores, pode-se destacar nos motores ICO, a

autoignição como sendo um processo natural na combustão do diesel. Em contrapartida, nos

motores ICE, a combustão é iniciada pela centelha de uma vela de ignição. Por outro lado,

deve-se observar que a possibilidade do aparecimento da autoignição nos motores ICE,

muitas vezes gerada pela presença de “pontos quentes” ou de pressões superiores àquelas

consideradas ideais para o combustível utilizado, pode ser prejudicial ao rendimento deste

tipo de motor (TAYLOR, 1998). O entendimento de que a escolha de um combustível está

associada a uma pressão de trabalho, com valores máximos, bem determinados, de

compressão da mistura ar/combustível, no caso do motor ICE, ou do ar, no ICO, leva a

definição da taxa de compressão. Assim, a partir destas considerações define-se taxa, ou

razão, de compressão como sendo a relação entre o volume deslocado (Vd) pelo pistão na

etapa de admissão (partindo do PMS ao PMI) e o volume comprimido na câmara de

combustão (Vcc), ver Fig. (3.7). O cálculo deste parâmetro é mostrado pela Eq. (3.1).

37

Figura 3.7 – Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006).

Na Figura 3.7, o parâmetro geométrico “C” representa o curso total do pistão e o “D"

indica o seu diâmetro, que nas análises de motores, geralmente, é considerado como sendo o

mesmo diâmetro do cilindro. Já o “” e o “R” representam o ângulo e o raio de manivelas em

motores cilindrados, respectivamente, e o parâmetro “L” se refere ao comprimento da biela.

(

) (3.1)

Onde:

(

) (3.2)

3.2.5 Fator lambda (λ)

Em um processo de combustão eficiente, a energia do combustível liberada no

processo de combustão deve ter o máximo aproveitamento, e isto ocorre quando a razão

ar/combustível é bem estabelecida. Para se avaliar a eficiência da queima, pode-se fazer uso

38

de um parâmetro denominado de fator λ, definido como sendo a razão entre a relação

ar/combustível real e a estequiométrica1 (teórica), ver Eq. (3.3) (OBERT, 1971).

(

ar

)

(ar

)

(3.3)

Através deste fator pode-se apreciar a condição da mistura em um motor de combustão

interna como sendo: i) = 1, a mistura é considerada ideal, ou seja, o seu valor é igual ao da

estequiométrica; ii) < 1, diz-se que a mistura é rica, ou seja, há excesso de combustível no

processo de combustão; iii) > 1, tem-se uma mistura pobre, isto é, existe excesso de

oxigênio na combustão.

A mistura rica, por gerar uma queima incompleta do combustível, promoverá um

aumento de consumo, no motor, além de formar depósitos de carbono na câmara, nos anéis,

nas válvulas e nos eletrodos das velas de ignição. Já em uma mistura pobre, devido ao excesso

de oxigênio, a temperatura da chama gerada será muito alta e poderá provocar um

superaquecimento nos componentes do motor, principalmente nas válvulas de descarga,

podendo provocar a sua queima (PENIDO, 1991).

A Figura 3.8 mostra a influência da relação de mistura na emissão de alguns poluentes

emitidos por um motor do ciclo Otto movido à gasolina.

1 Para que ocorra a combustão completa dos elementos que constituem o combustível necessita-se de uma

quantidade mínima de ar para que estes elementos se oxidem, a qual é denominada de “ar teórico”.

39

Figura 3.8 – Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte:

Martins (2006).

Pode-se observar na Fig. (3.8) que o enriquecimento da mistura eleva os níveis de

emissão de monóxido de carbono, CO, e dos hidrocarbonetos, HC, não queimados na

combustão. Percebe-se, também, que a emissão de óxidos de nitrogênio, NOx (NO2 + NO)

diminui para misturas pobres e ricas, tendo o seu valor máximo para uma região um pouco

acima da estequiométrica, ou seja, com um baixo nível de pobreza da mistura.

Um fator a ser levado em consideração é que nos motores do ciclo Otto o quociente

NO2 / NO é muito baixo, sendo o NO2 geralmente desprezado nos cálculos de balanço térmico

(MARTINS, 2006). A Figura 3.9 mostra as curvas de NO e de NO2, em função da relação de

mistura ar/combustível de um motor a gasolina, expondo, ainda, o grau de concentração

destes elementos.

40

Figura 3.9 – Gráfico de emissão de NO e de NO2 no escape de um motor a gasolina, em

função da relação de mistura ar/combustível. Fonte: Martins (2006).

3.2.6 Poder calorífico de um combustível

O poder calorífico de um combustível define o seu poder energético, ou seja, é a

quantidade de energia interna que o combustível possui e pode ser transferido em forma de

calor durante o processo de combustão. A sua determinação é feita através de ensaios

normalizados, onde uma massa conhecida de combustível é totalmente queimada com ar e o

calor liberado no processo de combustão é captado por um calorímetro, sendo ainda, todos os

produtos gerados na combustão, resfriados até a temperatura inicial dos reagentes. Através

destes ensaios e sabendo-se que, de uma forma geral, a queima de combustíveis gera água em

seus produtos, chega-se a classificação do poder calorífico em: Poder Calorífico Superior

(PCS) e Poder Calorífico Inferior (PCI). O PCS é a quantidade de calor liberado durante a

combustão de uma unidade combustível com a correspondente quantidade de ar

estequiométrico, onde a água gerada se encontra no estado líquido. O PCI difere-se do

anterior, pelo fato da água gerada na combustão se encontrar em forma de vapor

(HEYWOOD, 1988). A Tabela 3.1 exibe os valores de poder calorífico superior e inferior de

as substâncias que compõe o gás natural.

41

Tabela 3.1 – PCI e PCS dos elementos constituintes do GN.

Elemento Fórmula PCS (kJ/kg) PCI (kJ/kg)

Metano CH4 55510 50020

Etano C2H6 51870 47480

Propano C3H8 50350 46360

Dióxido de Carbono CO2 - -

Nitrogênio N2 - -

Fonte: Moran e Shapiro (2002).

3.2.7 Avanço de ignição

Segundo Martins (2006), o princípio da combustão deve acontecer com certo avanço

(antes do PMS) para que se obtenha o máximo torque no eixo de manivelas do motor e,

consequentemente, uma maior potência. Nos motores do ciclo Otto, este início é promovido

pela centelha de uma vela de ignição e este momento deve ser escolhido de maneira que se

obtenha o valor máximo de pressão logo após o PMS, proporcionando uma maior eficiência

ao motor. Desta forma, ao se avançar o instante da ignição, o trabalho realizado pelo pistão no

seu movimento de ascensão (antes de PMS) vai sendo maior. Contudo, a partir de certo ponto,

aumentar o avanço de ignição resulta em uma redução do torque no eixo de manivelas do

motor, pois, haverá um aumento excessivo da pressão durante a subida do pistão, reduzindo,

assim, a sua componente útil. Avanços excessivos podem gerar, também, o indesejado efeito

da detonação do combustível (knock) que é fator prejudicial ao rendimento e aos componentes

do motor. A Figura 3.10 mostra as curvas de pressão, em função do ângulo de manivela, θ,

em um motor do ciclo Otto, monocilíndrico apresentadas por Heywood (1988).

42

(a) (b) (c)

Figura 3.10 – Gráfico P- θ para os ciclos com: (a) combustão normal, (b) detonação leve e (c)

detonação forte. Fonte: Adaptado de Heywood (1988).

As curvas dos ensaios apresentados por Heywood (1988) e observadas nas Fig. (3.10a)

e (3.10b), foram geradas para as mesmas condições avanço de ignição (28º). No início dos

ensaios, no motor monocilíndrico, não houve o surgimento da detonação de combustível, com

registros normais nas pressões internas ao cilindro, ver Fig. (3.10a). Após alguns ciclos de

funcionamento houve o aparecimento do efeito da detonação, demonstrado pela amplitude das

flutuações de pressão, ver Fig. (3.10b). Com o aumento do ângulo de avanço de ignição para

32º houve um acréscimo na amplitude das oscilações de pressão e estas flutuações começaram

a produzir um ruído metálico agudo chamado de "batida de pino", ver Fig. (3.10c).

3.2.8 Eficiência volumétrica

Durante a fase de admissão, o pistão ao se deslocar do PMS ao PMI aspira certa

quantidade de ar ou de mistura ar/combustível. Se esta aspiração fosse perfeita, todo o espaço

liberado pelo pistão seria imediatamente ocupado pelo fluido de trabalho. Contudo, isto não

ocorre devido a alguns fatores como: tempo de abertura das válvulas, temperatura do fluido,

rotação do motor, inércia da mistura, etc. Define-se eficiência volumétrica como sendo a

relação entre a quantidade de ar ou de mistura ar/combustível que entra no cilindro do motor

em seu ciclo de admissão e o máximo valor teórico que caberia em seu interior (PENIDO,

1991). A eficiência volumétrica pode ser expressa pela Eq. (3.4).

43

(3.4)

Onde:

ṁ é a vazão mássica do ar ou da mistura ar/combustível por unidade de tempo (kg/s);

ρ é a massa específica, do ar ou da mistura ar/combustível na admissão do motor

(kg/m3).

De uma forma geral, os motores naturalmente aspirados possuem eficiência

volumétrica com valores entre 75 % e 90 %. Por outro lado, a introdução de

turbocompressores nos motores de combustão interna é uma das formas de se aumentar a sua

eficiência volumétrica, elevando também, a Pressão Média Efetiva, PME2, e

consequentemente a sua potência. Com o uso deste artifício são obtidas eficiências

volumétricas com valores superiores a 100 % (PULKRABEK, 2003).

3.2.9 Eficiência térmica

Para motores de combustão interna operando em um ciclo real, a eficiência térmica é

definida como a relação entre o trabalho real produzido e o valor da energia fornecida pelo

combustível no processo de combustão (ÇENGEL e BOLES, 2006; HEYWOOD, 1988),

sendo expressa através da Eq. (3.5).

(3.5)

Onde:

ṁc é a vazão mássica de combustível;

PCI é o poder calorífico inferior do combustível;

Ẇ é a potência de eixo do motor.

2 Pressão Média Efetiva, PME, é definida como a pressão hipotética constante que seria necessária no interior do

cilindro, durante o curso de expansão, para desenvolver uma potência igual à de eixo.

44

Existem vários fatores que afetam a eficiência térmica nos motores de combustão

interna, tais como: a relação de mistura ar/combustível, o avanço de ignição, o grau de

turbulência da mistura, a eficiência volumétrica, a taxa de compressão, etc.

Com relação à taxa de compressão, pode-se verificar a sua influência na eficiência

térmica de um MCI do ciclo Otto através da Eq. (3.6) e da Fig. (3.11).

(

) (3.6)

Onde:

rc é a razão, ou taxa de compressão;

é o fator relacionado com o coeficiente de expansão adiabática (k): = k - 1.

Figura 3.11 – Gráfico de eficiência térmica em função da taxa de compressão. Fonte: Heywood

(1988).

Pode-se inferir, através da Eq. (3.6) e da Fig. (3.11), que o aumento da taxa de

compressão em um MCI ocasiona a elevação de sua eficiência térmica. Neste contexto,

conclui-se, também, que as menores taxas de compressão praticadas nos motores do ciclo

Otto para que se evite o fenômeno da detonação do combustível, implica em menores

eficiências quando comparadas às dos motores a diesel. Segundo Martins (2006), as

45

eficiências térmicas verificadas nos motores naturalmente aspirados, em condições de plena

carga, são de 25% a 35% para os motores do ciclo Otto e de 30% a 45% para os motores

Diesel.

Por outro lado, há que se observar que a eficiência térmica dos motores

turboalimentados são maiores que aquelas observadas nos motores naturalmente aspirados de

mesma potência. Este fator tem relação com aumento da eficiência volumétrica proporcionada

pelo turbocompressor que permite que o motor desenvolva uma mesma potência que um

naturalmente aspirado de maior tamanho e, sendo o sistema mais leve e/ou menor, reduz-se o

atrito entre os componentes, as perdas por bombeamento da mistura ar/combustível e o seu

consumo específico (BASSHUYSEN e SHÄFER 2004; BAÊTA, 2006).

3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE

3.3.1 Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle

A maioria dos processos térmicos de interesse envolvem fluxos mássicos para dentro

ou para fora de um equipamento ou instalação como, por exemplo, fluxos de ar e água através

de uma torre de resfriamento, ou fluxos de ar e de combustível através de máquinas térmicas

(turbinas e motores). Considerando um volume de controle em torno do equipamento, ver Fig.

(3.12), deve-se estabelecer um procedimento de análise para considerar e contabilizar tais

fluxos.

Figura 3.12 – Desenho esquemático de um volume de controle envolvendo um equipamento e

os fluxos mássicos que o cruzam através da superfície de controle.

46

A expressão do balanço de massa pode ser escrita para um dado instante de tempo, t, e

para uma dada substância ou espécie química através da Eq. (3.7).

∑ ∑ (3.7)

Onde:

é a variação instantânea da massa dentro do volume de controle;

∑ é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que entram no volume de

controle;

∑ é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que abandonam o volume de

controle.

Uma simplificação pode ser realizada quando a massa contida no volume de controle

permanece inalterada com o tempo. Quando isto acontece, diz-se que o processo se encontra

em regime permanente e com esta hipótese a Eq. (3.8) se reduz a:

∑ ∑ (3.8)

3.3.2 Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica

A Lei da Conservação da Energia se preocupa em contabilizar o balanço de energia

sem levar em conta as irreversibilidades do(s) processo(s). Ela estabelece que a energia não

pode ser criada, nem destruída, mas permanece constante. A representação de um volume de

controle envolvendo um equipamento pode ser vista através da Fig. (3.13).

47

Figura 3.13 – Volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos de energia

associados com os fluxos mássicos e as interações de calor e trabalho com o meio.

Utilizando um esquema de balanço semelhante ao de massa, a Lei da Conservação da

Energia, para o volume de controle da Fig. (3.13), pode ser escrita através da Eq. (3.9).

∑

∑

(3.9)

Onde:

é a taxa de variação de energia no tempo, do volume de controle;

é a taxa líquida de transferência de calor que cruza o volume de controle;

é a taxa líquida de energia em forma de trabalho que cruza o volume;

∑

é a taxa de escoamento total da energia para dentro da

superfície de controle pelo fluxo de massa;

∑

é a taxa de escoamento total da energia para fora da superfície

de controle por deslocamento de massa.

Para processos em regime permanente, o termo da derivada temporal da energia total é

nulo e, portanto, a Eq. (3.9) fica:

48

∑

∑

(3.10)

3.3.3 Balanço de energia em um motor de combustão interna

Um balanço térmico, em um MCI, deve envolver as diferentes parcelas de energia

convertida nos processos, necessárias à produção do trabalho, inclusive, a própria energia do

combustível. Em princípio, portanto, o volume de controle neste caso deverá englobar todo o

motor, como mostra a Fig. (3.14).

Figura 3.14 – Volume de Controle para um motor de combustão interna. Fonte: (MORAN e

SHAPIRO, 2002).

A análise de um balanço térmico poderá permitir que sejam identificadas as regiões

críticas de perdas no sistema. Consequentemente, outros estudos devem ser feitos para que se

antevejam as possibilidades de se reduzir a perda de energia, bem como a viabilidade

econômica que a introdução de melhorias acarretará. Tal análise começa pela identificação

dos termos relacionados no balanço, entendendo que a energia fornecida pelo combustível

para a realização de trabalho é calculada a partir dos dados de vazão mássica do combustível e

do seu poder calorífico inferior. No caso, a energia fornecida gera as seguintes parcelas:

Potência, Ẇ, através do eixo motor, medida com um dinamômetro;

Taxa de calor perdida no arrefecimento, arref, através do circuito de refrigeração do

motor, usando água, calculável através da vazão do fluido, da sua capacidade

calorífica específica e da sua elevação de temperatura;

49

Taxa de calor perdida nos gases de escape, gases, que transportam energia sob a forma

sensível e sob a forma de produtos não queimados resultantes da combustão

incompleta;

Outras taxas de calor perdidas, outros, que compreende a energia de arrefecimento do

óleo (havendo radiador de óleo) e a convecção e radiação da superfície externa ao

motor.

Segundo Martins (2006), valores frequentes de dissipação de energia do combustível

para condições de plena carga em motores ICE, naturalmente aspirados, encontram-se

dispostos como:

i) Ẇ: 25% a 35 %;

ii) arref: 20% a 35 %;

iii) gases: 25% a 45 %;

iv) outros: 2% a 6 %.

Desta forma, para efeitos de análise da taxa de calor transferido para o ambiente se

resumiria nas parcelas de energia perdida: através da água, no arrefecimento do motor e pelos

gases de escape.

3.3.4 Combustão em um MCI

Define-se combustão como sendo a reação química na qual um combustível é oxidado,

geralmente, com o oxigênio do ar atmosférico. Esta reação promove a liberação de certa

quantidade de energia. Dessa forma, ao se analisar sistemas com reações químicas é

necessário considerar a energia química envolvida no processo, que está associada com a

destruição ou formação de ligações químicas entre átomos (MORAN e SHAPIRO, 2002). O

ar atmosférico é uma mistura de inúmeros componentes, mas normalmente considera-se a

mistura indicada na Tab. (3.2).

50

Tabela 3.2 – Composição do ar atmosférico.

Elemento Fórmula Volume (%)

Massa Molar

(%)

Oxigênio O2 20,95 20,95

Nitrogênio N2 78,09 79,05

Argônio Ar 0,93 -

Dióxido de Carbono CO2 0,03 -

Fonte: Martins (2006)

Segundo Martins (2006), nos cálculos relacionados aos balanços químicos da

combustão, de uma forma geral, considera-se que o ar é composto por 21% de oxigênio e por

79% de nitrogênio. Dessa forma, calcula-se que para cada mol de oxigênio haverá 3,76 moles

de nitrogênio. Na combustão completa de um hidrocarboneto com a quantidade de ar teórico,

os produtos de tal reação consistem, apenas, em água (H2O), dióxido de enxofre (CO2) e

nitrogênio (N2). Particularmente, o balanço químico da combustão teórica de 1 kmol de

metano (CH4) com ar pode ser observada através da Eq. (3.11).

(3.11)

Os termos “a”, “b”, “c” e “d” da Eq. (3.11) representam o número de moles de cada

componente da expressão.

Na maioria dos casos, a quantidade de ar usada na combustão é maior ou menor do que a

quantidade teórica, gerando assim, outros produtos. Os produtos que podem aparecer em uma

combustão real são: dióxido de carbono (CO2), água (H2O), monóxido de carbono (CO),

hidrogênio (H2), nitrogênio (N2), hidrocarbonetos não queimados (HC), etc. (MARTINS,

2006).

51

CAPÍTULO IV

ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS

OTTOLIZADO

4.1 INTRODUÇÃO

Neste Capítulo estão expostos os equacionamentos pertinentes à realização das

análises de eficiência e das perdas térmicas ocorridas no motor Perkins (objeto de estudo)

movido a gás natural, bem como, as restrições associadas a estas análises.

4.2 DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA

Para os cálculos do balanço energético realizado no motor Perkins ottolizado, foram

utilizados todos os conceitos termodinâmicos apresentados no Capítulo III e as condições de

temperatura e de pressão, em pontos estratégicos do motor, serviram de parâmetro para uma

melhor avaliação do desempenho do motor, vindo a auxiliar também, no próprio balanço

térmico.

A Figura 4.1 exibe um desenho esquemático da bancada de testes do motor, mostrando

os pontos de medição de temperatura e de pressão utilizados, inclusive, para a realização do

balanço de energia.

52

Figura 4.1 – Desenho esquemático da bancada de testes tomando o motor Perkins como

Volume de Controle.

Para auxiliar a identificação dos pontos de medição de pressão e de temperatura descritos

na Fig. (4.1), a Tab. (4.1) apresenta as suas denominações.

Tabela 4.1 - Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos

testes.

T0. Temperatura do ar na entrada do filtro. T5. Temperatura dos gases de exaustão.

T1. Temperatura da mistura ar/GN na entrada

do aftercooler.

T6. Temperatura da água de arrefecimento na

entrada do bloco do motor.

T2. Temperatura da mistura ar/GN na saída

do aftercooler.

T7. Temperatura da água de arrefecimento na

saída do bloco do motor.

T3. Temperatura da mistura ar/GN no coletor

de admissão. P0. Pressão do ar na entrada do filtro.

T4. Temperatura da turbina. P1. Pressão da mistura ar/GN no coletor de

admissão.

53

Para a análise energética do motor Perkins ottolizado para operar com GN, considera-

se o esquema representado na Fig. (4.1), onde o combustível entra no motor com uma vazão

mássica de combustível, ṁGN que se junta a uma vazão de ar, ṁar. Consideram-se, as

variações de energia cinética e potencial do ar e do combustível desprezíveis. O combustível e

o ar entram no motor à temperatura T0 e à pressão P0. Os produtos da combustão deixam o

motor à temperatura T5 e à pressão P0 com o fluxo de massa ṁgases. O motor desenvolve uma

potência Ẇ (medida pelo dinamômetro) e transfere uma taxa de energia para o ambiente

através do arrefecimento do motor, do resfriamento da mistura no aftercooler e devido à

outros fatores como: radiação e convecção.

O GN utilizado nos ensaios do motor convertido foi fornecido pela Companhia

Paraibana de Gás (PBGÁS) e sua composição está descrita na Tab. (4.2).

Tabela 4.2 – Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado.

Elemento Fórmula Fração Molar (%)

Metano CH4 90,09

Etano C2H6 6,84

Propano C3H8 0,36

Dióxido de Carbono CO2 1,56

Nitrogênio N2 1,35

Fonte: PBGÁS (2014).

Os cálculos se iniciam com a realização de um balanço químico entre os reagentes e os

produtos da combustão do gás natural com o ar atmosférico. A Equação 4.1 exprime a

modelagem da combustão do gás natural para uma condição de mistura estequiométrica,

onde, através desta, determina-se o valor da relação ar/combustível do GN, bem como a

quantidade de moles de O2, CO2 e de N2 ( , , e ):

(4.1)

54

Os termos c1, c2, c3, c4 e c5 representam as frações molares de cada elemento que

compõe o GN e estão apresentadas na Tab. (4.2).

Para o caso real, a relação ar/combustível é diferente da estequiométrica e a combustão

dá origem a outros produtos, além do CO2, do H2O e do N2. A Equação 4.2 representa o

balanço químico entre os reagentes e os produtos gerados na combustão real do GN.

(4.2)

As frações molares dos produtos de combustão do GN ( , , , e )

são obtidas em base seca3 por um analisador de gases. Contudo, uma vez que a fração molar

do N2 ( ) não é captada pelo equipamento utilizado, esta foi computada através da Eq.

(4.3).

∑ (4.3)

Onde é fração molar de cada produto de combustão captado pelo analisador de

gases.

Há que se analisar ainda, que a solução da Eq. (4.2) depende da determinação da

quantidade de moles de água produzida na combustão do GN. Segundo Van Wylen et al.

(2010), para se transformar a Eq. (4.2) da base seca para a base úmida, todos os termos

desta equação devem ser recalculados, balanceando-os com a nova condição de formação

de água nos produtos de combustão.

Buscando-se facilitar o emprego da Eq. (4.2), foi considerado como NOx apenas o

elemento NO, coerentemente com a teoria apresentada na seção 3.2.5. Já para os

hidrocarbonetos não queimados, HC, apenas o Metano foi levado em conta, devendo-se este

fato ao seu alto percentual na composição do GN (90,09 %). Nas Equações (4.1) e (4.2) foi

considerado, ainda, a admissão de ar seco, ou seja, sem umidade.

3 Base onde os dados dos produtos de combustão são expressos, desconsiderando a formação de água durante a

reação.

55

Com a obtenção das frações molares de todos os elementos (em base úmida) da

equação real, do valor da relação ar/GN estequiométrica, pode-se dar prosseguimento aos

cálculos de balanço de energia para o motor Perkins funcionando a gás natural, onde os

termos da Eq. (3.10), para o caso particular, são impetrados seguindo as seguintes etapas.

i) A parcela da energia de escoamento que entra no volume de controle, ∑

, é referente à energia do gás natural e do ar admitido. Como a energia do ar na

temperatura de entrada é a do ambiente, esta pode ser desprezada. Com esta consideração e

realizando-se algumas manipulações matemáticas, a taxa de energia que entra no motor pode

ser expressa como:

(4.4)

Onde:

ṁGN é a vazão mássica de gás natural (kg/s);

PCIGN é o poder calorífico inferior do gás natural (kJ/kg.K).

Na Equação (4.4), o valor do poder calorífico inferior do gás natural é obtido através

da ponderação feita com os valores descritos na Tab. (3.1) e na Tab. (4.2), bem como da

massa específica dos elementos que compõem o GN, ver Anexo A. Já a vazão mássica do gás

natural, ṁGN, é determinada usando-se um medidor computadorizado de fluxo de GN, ver

Capítulo VI.

ii) A parcela da taxa de energia perdida através do sistema de arrefecimento do motor

pode ser calculada através da Eq. (4.5).

(4.5)

Onde:

ṁágua é a vazão mássica da água (kg/s);

56

CPágua é o calor específico da água (kJ/kg.K);

Tágua é a variação de temperatura da água de arrefecimento medida entre a entrada e a

saída do bloco do motor.

iii) Como o motor Perkins operou com a utilização de um aftercooler, para o

resfriamento da mistura ar/GN, a energia perdida neste processo foi calculada através de Eq.

(4.6).

(4.6)

Onde:

ṁar/GN é a vazão mássica da mistura (kg/s);

CPar/GN é o calor específico da mistura (kJ/kg.K);

Tar/GN é a variação de temperatura da mistura medida entre a saída do compressor e a

saída do aftercooler.

Como a proporção ar/GN para a condição estequiométrica é elevada (em torno de

16/1), nos cálculos da Eq. (4.6), o valor do calor específico da mistura foi substituído pelo do

calor específico do ar, CPar. A expressão resultante fica sendo:

(4.7)

Para a resolução da Eq. (4.7), a vazão mássica da mistura ar/combustível é

determinada pelo somatório das vazões de combustível e de ar verdadeiramente admitido.

(4.8)

57

Onde:

ṁar é a vazão mássica do ar que foi realmente admitido (kg/s);

ṁGN é a vazão mássica de combustível (kg/s).

A vazão mássica de ar é obtida com o conhecimento da vazão mássica de combustível,

da relação de mistura estequiométrica e do fator λ real (medido com o analisador de gases), e

é dada por:

(4.9)

Onde:

Relesteq é a relação da mistura ar/GN estequiométrica, ou ideal;

λ é o fator de indicação de qualidade da mistura.

iv) A taxa de energia que sai do volume de controle carreada pelo fluxo de massa,

∑

, é parcela perdida nos gases de exaustão do motor e pode ser calculada

através da Eq. (4.10).

∫

(4.10)

Onde:

ṁgases é a vazão mássica dos gases de escape (kg/s);

CPi é o calor específico (à pressão constante) de todos os elementos que compõem os

gases de exaustão (kJ/kg.K);

Tamb é a temperatura ambiente (K);

Tgases é a temperatura dos gases na saída do sistema de escapamento do motor (K).

58

Como o calor específico dos elementos produzidos na combustão do gás natural (O2,

CO2, CH4, N2, NO, CO, H2O) variam com a temperatura, a integral da Eq. (4.10) foi calculada

a partir das constantes e dos equacionamentos para a obtenção de CP, considerando-se os

gases de exaustão como gases ideais, ver Anexo B.

A vazão mássica dos gases de escape é obtida a partir da Eq. (3.8) e do conhecimento

das vazões mássicas de ar e de combustível:

(4.11)

v) A última parcela a ser computada é a Potência, verificada na saída no eixo do

motor, , e medida com o auxílio de um dinamômetro hidráulico.

As perdas de energia ocasionadas por outros fatores (radiação, convecção, através do

óleo de lubrificação, etc.) não foram apreciadas no estudo proposto, sendo o total desta

energia computada por diferenciação entre o valor da energia do combustível e os termos de

energia de saída que foram calculados.

Considerando a Lei da Conservação da Energia expressa na Eq. (3.10), Substituindo

os seus termos pelas Equações (4.4), (4.5), (4.7) e (4.10), levando-se, ainda, em consideração

os termos de energia não computada, , se obtém o seguinte equacionamento para o

balanço de energia do motor Perkins.

(4.12)

Todos os cálculos utilizados para a obtenção do balanço de energia do motor Perkins

foram feitos com o auxílio do software Mathcad e estão apresentados no Apêndice B.

59

CAPÍTULO V

A OTTOLIZAÇÃO

5.1 INTRODUÇÃO

Neste capítulo são descritos as particularidades e os componentes necessários ao

processo de conversão, para gás natural, do motor Diesel Perkins 1104C-44TAG2 de 4

cilindros, potência (standby) de 112,4 kW (a 1800 rpm), turboalimentado e com taxa de

compressão original de 18,2:1, ver Fig. (5.1).

Figura 5.1 – Foto do Motor Diesel Perkins 1104C-44TAG2.

60

5.2 PARTICULARIDADES DO PROCESSO DE OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES

TURBOALIMENTADOS

Em todo processo de ottolização existe a necessidade da realização de procedimentos

básicos como a remoção de todos os componentes relacionados ao uso do diesel (dutos de

abastecimento de óleo diesel, bomba de combustível, bicos injetores, etc.). Contudo, existem

algumas particularidades que devem ser observadas quando este processo de conversão é

realizado em um motor Diesel turboalimentado.

Naturalmente, o processo de ottolização já promove o aumento da temperatura dos

gases de exaustão do motor. De fato, esta afirmação se dá pela concepção de que as

temperaturas de combustão em um motor do ciclo Otto são mais elevadas do que as de um

motor a diesel (MARTINS, 2003). Esta característica se torna, ainda, mais expressiva quando

se trata de motores turboalimentados, pois, nestes motores, a ação do turbocompressor

promove um aumento na quantidade de mistura ar/combustível admitida em cada ciclo,

implicando em acréscimos na energia envolvida no processo de combustão, o que eleva a

pressão e a temperatura da combustão.

Por outro lado, devido à octanagem dos combustíveis utilizados nos motores do ciclo

Otto, estes devem operar com menores taxas do que os motores a diesel, evitando-se assim, o

indesejado fenômeno da detonação de combustível. Na ottolização de motores

turboalimentados é necessário reduzir-se, ainda mais, a taxa de compressão, do que nos

motores aspirados, o que se reflete em aumento da quantidade de mistura ar/combustível

admitida. Com esta elevação do volume de mistura, poderá haver dificuldades na eliminação

dos gases de exaustão, se mantidas as mesmas condições de saída no sistema de escape do

motor. De fato, esta condição pode ocasionar restrições à saída dos gases formados na

combustão, provocando o aumento da temperatura de todos os componentes do sistema de

escape, e em especial, o da turbina.

Diante do exposto, ao se ottolizar um motor Diesel turboalimentado, deve ser dada

uma maior atenção a alguns parâmetros limitantes de potência como: a taxa de compressão,

os ângulos de avanço de ignição e a temperatura dos gases de exaustão, verificando a

influência destes no desempenho do motor.

Em particular, o motor Perkins, utilizado no estudo proposto, operou com um

dispositivo de refrigeração da turbina após a sua ottolização. Este teve por finalidade a

redução da temperatura de trabalho da turbina, bem como, a do óleo de lubrificação do motor.

61

Os limites máximos de temperatura estabelecidos por seus fabricantes são de 110 ºC, para

óleo lubrificante (SAE 40) e de 620 ºC para a turbina4.

No que se refere à redução da taxa de compressão, esta foi feita através de alterações

no cabeçote do motor, seguindo as técnicas utilizadas nos Laboratórios de Termoenergética e

de Inovação da UFPB (RUMÃO, 2008). Tendo em vista que neste processo não se faz

qualquer intervenção na parte de força do motor (pistões, bielas, etc.), este se torna rápido e

prático, podendo ser executado, em poucas horas, no próprio chão de fábrica.

5.3 COMPONENTES NECESSÁRIOS AO FUNCIONAMENTO DO MOTOR

PERKINS OTTOLIZADO

5.3.1 Componentes do sistema de ignição estática

No processo de ottolização realizado no Laboratório de Inovação da UFPB

suplementa-se o motor com um conjunto de velas internas ao cabeçote, cabos de vela e

bobinas de ignição estática, ver Fig. (5.2).

Figura 5.2 – Foto das bobinas de ignição estática e dos cabos de vela.

Instala-se, também, um sistema de controle de ignição composto de uma Unidade

Controle Eletrônico (UCE) de dados, ver Fig. (5.3a), que utiliza para a captação de dados de

4 Segundo os dados do fabricante, o limite de trabalho turbina Perkins é estabelecido pela Temperatura dos

Gases de Exaustão, TGE.

Bobinas

Cabos de Vela

62

rotação e PMS, um sensor indutivo. O mencionado sensor opera em conjunto com uma roda

fônica, instalada na polia motriz do motor convertido, ver Fig. (5.3b).

(a) (b)

Figura 5.3 – Foto do sistema de controle de ignição: (a) Unidade Controle Eletrônico de

Dados, (b) Conjunto roda fônica/sensor de rotação.

5.3.2 O Governador Eletrônico

Para que se tenha garantida uma rotação constante, ao se solicitar diferentes cargas ao

motor, faz-se uso de um governador eletrônico. Este equipamento possui um sensor de

velocidade angular (pick-up magnético), que é posicionado perpendicularmente à cremalheira

do motor. O pick-up magnético é sensibilizado pela rotação motora, e transmite, com

precisão, o estado da velocidade instantânea do virabrequim a uma central de controle, que

por sua vez, emite um sinal para um atuador (motor elétrico) que posiciona a borboleta

instalada no sistema de admissão do motor, ver Fig. (5.4a), (5.4b) e (5.4c), para manter a

rotação constante do motor.

Roda Fônica

Sensor Indutivo

63

(a) (b) (c)

Figura 5.4 – Foto dos componentes do governador eletrônico: (a) Pick-up magnético, (b)

Central de controle, (c) Corpo de borboleta com atuador.

5.3.3 Sistema de alimentação e controle eletrônico de gás natural

Como ocorre com todo motor que funciona a gás, ao se converter o motor diesel para

GN, foi necessária a introdução de um sistema de controle de combustível, formado por

redutor de pressão de dois estágios, regulador de pressão e controlador eletrônico de vazão de

gás, acoplado a um corpo de borboleta que de acordo com a demanda do motor envia a

quantidade adequada de combustível para que a mistura admitida pelo motor esteja de acordo

com um valor pré-estabelecido, ver Fig. (5.5). O redutor de pressão faz com que a pressão da

linha de alimentação caia de 2 bar para a pressão de trabalho (60 mbar).

Figura 5.5 – Sistema de alimentação e controle de GN.

Redutor de

Pressão

Controlador de

fluxo de gás

Regulador

de Pressão

Linha de

alimentação

de GN

64

A abertura e o fechamento do corpo de borboleta acontecem de acordo com o sinal

vindo de uma sonda lambda, onde esta capta a quantidade de oxigênio presente nos gases de

escape e envia o sinal para o sistema, ver Fig. (5.6). Para uma mistura estequiométrica de GN,

um sinal de tensão de referência, fornecido pela sonda, de 650 mV, fará com que se chegue ao

misturador ar/gás a quantidade de GN preestabelecida.

Figura 5.6 – Sonda lambda inserida no escape.

Para o ajuste e controle em tempo real utilizou-se uma interface de programação em

malha fechada com controlador PID, ver Fig. (5.7). Para uma mistura ar/GN próxima da

estequiométrica, um sinal de tensão de referência, fornecido pela sonda, de 650 mV permite

que chegue ao misturador, de ar/gás, a quantidade de GN necessária.

Figura 5.7 – Interface do sistema de alimentação eletrônico de GN.

Misturador

ar/gás

Sonda

Lambda

Entrada de GN Entrada

de ar

65

CAPÍTULO VI

APARATO E DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL

6.1 INTRODUÇÃO

São descritos, neste capítulo, todo o material utilizado no desenvolvimento

experimental, bem como, a metodologia aplicada nos ensaios do motor Perkins ottolizado.

6.2 EQUIPAMENTOS UTILIZADOS NOS TESTES DO MOTOR OTTOLIZADO

6.2.1 Bancada Dinamométrica

Foi acoplado ao motor Perkins ottolizado, um dinamômetro a freio hidráulico, modelo

Dynotech 820.D, com capacidade de 500 cv, ver Fig. (6.1).

66

Figura 6.1 – Motor conectado ao dinamômetro hidráulico.

A unidade dinamométrica possui uma bancada de controle que em conjunto com uma

interface de monitoramento permite a imposição de cargas ao motor. A visualização dos

dados de potência, de torque e de rotação do motor é feita em tempo real e a modificação

destes parâmetros é realizada manualmente, ver Fig. (6.2).

Figura 6.2 – Bancada de simulação de carga.

Dinamômetro

Hidráulico Motor Perkins Ottolizado

Sistema de

monitoramento

Bancada de

controle

Célula de carga

67

O controle da temperatura da água de arrefecimento do motor é realizado por um

sistema de refrigeração água-água, próprio do dinamômetro, em substituição ao sistema

original do motor. Este sistema conta com um trocador de calor dotado de um sensor de

temperatura que funciona em conjunto com uma válvula solenoide e com uma central de

controle. Quando a temperatura do motor ultrapassa o limite pré-estabelecido, um sinal é

enviado à central de controle que, por sua vez, o retransmite a uma solenoide que ao se abrir

permite que a água fria, de um reservatório externo, sob a ação de uma bomba centrífuga, vá

resfriar o motor até que se atinja o valor programado, ver Fig. (6.3).

(a) (b)

Figura 6.3 – Sistema de arrefecimento da água do motor (a) Trocador de Calor e

acessórios, (b) Reservatório de água fria.

Para que haja o resfriamento da mistura ar/GN após a sua passagem pelo

turbocompressor, foi instalado ao motor um trocador de calor gás/água (aftercooler), da

Dynotech. A água de resfriamento é proveniente da rede que abastece o LI, ver Fig. (6.4).

Central de

Controle

Solenóide

Bomba

Trocador de Calor

68

Figura 6.4 – Sistema de arrefecimento da mistura ar/GN.

6.2.2 Medidor de vazão do ar de admissão

Um anemômetro digital, modelo NA-4870, foi utilizado na entrada do filtro de ar para

a captação dos dados de umidade relativa do ar, de temperaturas de bulbo seco e de bulbo

úmido, bem como da vazão volumétrica de ar, admitido no cilindro do motor, servindo de

parâmetro comparativo para os cálculos realizados através da Eq. (4.9), ver Fig. (6.5).

Figura 6.5 – Anemômetro digital

Aftercooler

Entrada de água

Saída

de água

Saída ar/GN

Entrada ar/GN

Filtro de ar

69

6.2.3 Sistema de medição de vazão de GN

Um medidor de vazão da Delta, modelo G16, foi instalado pela empresa PBGÁS, para

a medição da vazão volumétrica de gás natural no motor convertido, ver Fig. (6.6). Este

dispositivo permite, ainda, a correção da leitura dos valores de volume de GN, em função da

pressão e da temperatura ambiente.

Figura 6.6 – Sistema de medição de vazão volumétrica de GN

6.2.4 Analisador de gases de combustão

O equipamento usado na verificação da emissão gasosa pelo escapamento do motor foi

o analisador Discovery G4, da Alfatest, ver Fig. (6.7). Através de sua sonda, este equipamento

capta os componentes gasosos essenciais à análise dos gases de combustão, tais como: O2,

CO, CO2, COcorrigido, HC, NOx e o fator λ.

70

Figura 6.7 – Analisador de gases da Alfatest.

6.2.5 Medidor de vazão de água de arrefecimento do motor

A captação dos dados de vazão da água do sistema de arrefecimento do motor foi

realizada com o auxílio de um medidor de vazão ultrassônico por tempo de trânsito da

Transport, modelo PT 878. O seu funcionamento baseia-se na emissão e na recepção de sinais

ultrassônicos realizado por um par de transdutores fixados na tubulação de passagem do

fluido. Os sinais são captados por uma central de aquisição de dados e o valor da vazão é

visualizado em tempo real através de um display, ver Fig. (6.8).

(a) (b)

Figura 6.8 – Medidor de vazão ultrassônico PT878: (a) Central de aquisição de dados, (b)

Transdutores ultrassônicos acoplados ao tubo de passagem de água.

Sonda

Transdutores

71

6.2.6 Sistema de resfriamento da turbina

Com o objetivo de se alcançar maiores potências sem que ocorra o risco de

superaquecimento nos componentes do motor, foram testados dois tipos de resfriamento da

turbina: 1. a água corrente; 2. a ar propelido por um eletroventilador, com direcionamento de

fluxo. Ver Fig. (6.9).

(a) (b)

Figura 6.9 – Sistema de resfriamento da turbina: (a) Aparato de refrigeração por água, (b)

Aparato de refrigeração por eletroventilador com direcionamento de fluxo.

6.2.7 Sistema de medição de temperatura e de pressão da bancada de testes

6.2.7.1 Medição de temperatura da mistura ar/GN a montante do aftercooler

A temperatura da mistura ar/combustível, entre a saída do compressor e a entrada do

aftercooler, foi medida com o auxílio de um sensor de temperatura do tipo PT 100, ver Fig.

(6.10a). Os dados captados são enviados ao registrador Field Logger da Novus, ver Fig.

(6.10b).

Saída de água

Coletor de água

Eletroventilador

Turbina

Turbina

72

(a) (b)

Figura 6.10 – Medição da temperatura a montante do aftercooler: (a) Sistema de captação de

dados, (b) Módulo de aquisição e registro de dados de temperatura.

6.2.7.2 Medição de temperatura da mistura ar/GN a jusante do aftercooler

A captação dos dados de temperatura da mistura ar/GN, na saída do aftercooler,

também, foi realizada por um sensor de temperatura do tipo PT 100, ver Fig. (6.11). Para o

registro dos dados de temperatura foi utilizado o mesmo sistema descrito na Fig. (6.10b).

Figura 6.11 – Medição da temperatura a jusante do aftercooler.

Sensor

PT 100

Sensor

PT 100

Saída do

aftercooler

Compressor

Registrador

73

6.2.7.3 Medição da temperatura dos gases de escape e da parede da turbina

As informações concernentes à temperatura dos gases de escape do motor e à carcaça

da turbina foram identificadas por termopares tipo K, ver Fig. (6.12). O módulo de aquisição

de dados, descrito na Fig. (6.10b), também foi utilizado para o registro da temperatura dos

gases de exaustão e da turbina.

Figura 6.12 – Medição da temperatura dos gases de escape e da turbina do motor.

6.2.7.4 Medição de temperatura e de pressão do coletor de admissão

Para a captação dos dados de pressão e de temperatura da mistura ar/combustível

admitida pelo motor, foram instalados no coletor de admissão: um sensor de temperatura e

uma tomada de pressão, ver Fig. (6.13). As informações captadas eram enviadas para a UCE

descrita na Fig. (5.3a).

Termopares

74

Figura 6.13 – Medição da temperatura e da pressão da mistura ar/GN admitida

6.2.7.5 Medição da temperatura do óleo do motor

A temperatura do óleo lubrificante do motor foi obtida com a utilização de um sistema

de aquisição de dados da Alfatest. Este sistema possui um sensor de temperatura e uma

central de aquisição de dados, ver Fig. (6.14).

Figura 6.14 – Medição da temperatura do óleo do motor.

Sensor de

Temperatura

Tomada de

pressão

Sensor de

Temperatura

Central de

aquisição de dados

75

6.2.7.6 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor

Os dados de temperatura da água de arrefecimento do motor foram coletados com o

auxílio de sensores de temperatura instalados no cabeçote do motor, ver Fig. (6.16a), e no

trocador de calor, ver Fig. (6.15b). As informações captadas eram enviadas para a UCE

descrita na Fig. (5.3a) e para a central de controle mostrada na Fig. (6.3a), respectivamente.

(a) (b)

Figura 6.15 – Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor: (a) Ponto de

captação da temperatura da água de saída do motor, (b) Ponto de captação da temperatura da

água de entrada do motor.

6.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL

6.3.1 Calibração do dinamômetro

Para que se tivesse certeza sobre a exatidão das medidas de torque e de potência

determinadas pelo dinamômetro, procedeu-se, antes do início dos testes uma calibração em

sua célula de carga. Este procedimento consistiu em se fixar uma massa de valor conhecido

(59,46 kg) no braço de alavanca do dinamômetro, para em seguida corrigir o desvio

constatado no painel do dinamômetro, ver Fig. (6.16).

Sensor de

Temperatura

Cabeçote

Sensor de

Temperatura

76

(a) (b)

Figura 6.16 – Calibração do dinamômetro: (a) Fixação da massa para a calibração, (b)

Software de calibração.

6.3.2 Medição da vazão da água do sistema de arrefecimento do motor

Inicialmente foram inseridos, na central de aquisição de dados do medidor de vazão

ultrassônico, os dados referentes ao tipo de material, o diâmetro e à espessura da parede da

tubulação, sendo informado ainda, o tipo de fluido utilizado nos testes, bem como, a sua

temperatura. Em seguida, foram posicionados os transdutores ultrassônicos na tubulação e

após o ajuste de todo o aparato utilizado, foi dado início aos testes de vazão. Durante os

ensaios o motor operou com rotação de 1800 rpm e esperou-se que este entrasse em regime de

trabalho (temperatura de 80 ºC). Na sequência foram aplicadas cargas ao motor, a partir de 10 cv

até 60 cv, e como esperado, a vazão da água de arrefecimento manteve-se constante durante os

testes.

6.3.3 Testes realizados no motor convertido

Ao se dar partida no motor, esperava-se que suas condições de funcionamento entrassem

em regime (temperatura de 80 ºC), na sequência adicionavam-se as cargas, utilizando-se o freio

hidráulico do dinamômetro, partindo-se da mínima até a máxima atingida (pouco antes do

aparecimento da batida de pino). Concomitantemente, eram registrados todos os dados

pertinentes à avaliação de desempenho do motor. O tempo de avaliação, em cada carga, era

de, aproximadamente, 5 minutos com rotação do motor fixada em 1800 rpm, a fim de simular

a operação estacionária de um grupo gerador. Na maioria dos ensaios, o motor operou com

mistura ar/GN estequiométrica (λ = 1).

Massa para calibração

77

Os testes foram realizados, primeiramente, com a taxa de compressão do motor

estabelecida em 7,6:1 (mínima permitida sem a alteração dos pistões). Posteriormente, com o

auxílio de espaçadores pôde-se submeter o motor a novos ensaios semelhantes, com as taxas

de compressão fixadas em 8,7:1 e 12,3:1, ver Fig. (6.17). Todos os cálculos das mencionadas

taxas de compressão foram feitos com o auxílio do Software Mathcad, ver Apêndice C.

Figura 6.17 – Espaçadores utilizados para as mudanças da taxa de compressão do motor.

6.3.3.1 Testes realizados com o motor operando na taxa de compressão de 7,6:1

Com o objetivo de avaliar o comportamento do motor em função do avanço de

ignição, em um primeiro momento, os testes foram realizados com a taxa de 7,6:1, captando-

se os dados de temperatura dos gases de exaustão e de emissões de NOx, em função dos

seguintes ângulos: 25º, 32º, 38º, 40º e 45º. Estas avaliações foram feitas com cargas de 10 cv

até a máxima possível com esta configuração. Em cada potência, variava-se o avanço de

ignição e coletavam-se todos os dados pertinentes.

Observada a importância prática da refrigeração da turbina para o motor, todos os

ensaios que se seguiram foram feitos com o auxílio dos sistemas de resfriamento descritos na

subseção 6.2.6, tendo-se o avanço de ignição fixado em 38º. Foi possível, desta maneira, se

registrar os dados de eficiência térmica, de emissão de NOx e de temperatura dos gases de

escape e da carcaça da turbina do motor, tendo-se avaliado, também, o sistema de refrigeração

mais adequado. A vazão da água de resfriamento da turbina foi determinada com um

Espaçadores

Bloco do Motor

78

cronômetro e uma proveta graduada, enquanto que a vazão do ar foi obtida com a utilização

do anemômetro digital.

6.3.3.2 Ensaios realizados com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1

Para o estudo da influência da taxa de compressão no desempenho do motor

convertido, foram realizados ensaios com o motor trabalhando com as taxas de 7,6:1, 8,7:1 e

12,3:1, com mistura ar/GN estequiométrica e com sua turbina sendo refrigerada a ar. Antes de

coletar todos os dados pertinentes, foi estabelecido o avanço de ignição mais adequado ao

motor, em função da potência. Nesse contexto, levou-se em consideração que, em

conformidade com a teoria apresentada na subseção 3.2.7, o melhor avanço de ignição é o que

proporciona a maior eficiência ao motor (As informações destes testes estão compiladas no

Apêndice D). Nas condições de máximas potências, levou-se em consideração, também, o

efeito da detonação do combustível, todavia, nestes ensaios, na taxa de 7,6:1 não se

presenciou este efeito, embora não se tenha conseguido que o motor ultrapassasse a barreira

dos 90 cv, mesmo quando se fez opção pela mistura rica, isto é, trabalhando-se com < 1.

Fixados os parâmetros de mistura ar/combustível e de ângulos de ignição mais

funcionais ao motor, procederam-se os ensaios, variando-se as cargas impostas de 30 cv até a

máxima atingida para cada taxa de compressão, onde puderam ser captados todos os dados

pertinentes ao estudo proposto.

Com o objetivo de quantificar o aproveitamento da energia do combustível que, de

fato, é convertido em trabalho, bem como para se ter uma noção teórica das perdas no

processo, foram realizados os balanços energéticos para o motor operando, com as taxas de

compressão de 12,3:1; de 8,7:1 e de 7,6:1, com base nos equacionamentos e conceitos

apresentados nos Capítulos III e IV. As análises foram feitas tomando-se como referência os

valores das potências mais elevadas, alcançadas em cada configuração.

79

CAPÍTULO VII

RESULTADOS E ANÁLISES

7.1 INTRODUÇÃO

Neste capítulo estão expostos os resultados dos experimentos feitos no motor Perkins

ottolizado para gás natural, bem como, é apresentada uma discussão detalhada de todos os

pontos relevantes deste estudo. Faz-se, ainda, uma abordagem sobre o aproveitamento da

energia do combustível para a realização de trabalho, ao tempo em que são evidenciadas as

perdas no processo.

7.2 ENSAIOS REALIZADOS COM O MOTOR OPERANDO COM A TAXA DE

COMPRESSÃO DE 7,6:1

7.2.1 Influência do avanço de ignição na emissão de NOx e na temperatura dos gases de

escape

A Figura 7.1 apresenta as curvas de emissão de NOx, em função da potência, para

vários avanços de ignição.

80

Figura 7.1 – Emissão de NOx, em função da potência gerada, para vários avanços de ignição.

Pode-se observar, através da Fig. (7.1), que o motor emite mais NOx em sua

combustão com o avanço da ignição. Verifica-se, também, que o aumento da potência do

motor eleva a produção deste supramencionado elemento.

A Figura 7.2 expõe as curvas de Temperatura dos Gases de Exaustão (TGE) em

função da potência do motor convertido, para os diferentes avanços de ignição, em testes

realizados, sem resfriamento da turbina.

Figura 7.2 – Temperatura dos gases de escape, em função da potência, para avanços distintos.

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

2000

0 20 40 60

Emis

sã o

de

NO

X (p

pm

)

Potência (cv)

25 graus

32 graus

38 graus

40 graus

45 graus

500

520

540

560

580

600

620

640

0 20 40 60

Tem

per

atu

ra d

os

Gas

es d

e Es

cap

e (

°C)

Potência (cv)

25 graus

32 graus

38 graus

40 graus

45 graus

81

Constata-se, através da Fig. (7.2), que a redução do avanço de ignição propicia um

aumento na temperatura dos gases de exaustão. Percebe-se, da mesma figura, que o aumento

da potência do motor, também, promove uma elevação na temperatura dos gases de exaustão.

Observa-se, ainda, que em todos os ângulos avaliados, as temperaturas ficaram próximas do

valor de 620 ºC (limite superior assinalado pelo fabricante), na potência de 60 cv.

Um fator evidenciado através da Fig. (7.2) e que ratifica as discussões realizadas no

Capítulo V, diz respeito à limitação da potência do motor convertido em 60 cv, tendo em vista

o superaquecimento da turbina. Outra consequência deste superaquecimento foi a elevação da

temperatura do óleo lubrificante até 118 ºC, excedendo os níveis estabelecidos por seu

fabricante.

A Figura 7.3 ilustra os efeitos visualizados nas superfícies da turbina e do coletor de

escape, sem que se use o sistema de resfriamento, ao se trabalhar em potências próximas da

máxima atingida.

Figura 7.3 – Incandescência nas superfícies da turbina e do coletor de escape ocorrida em

altas potências.

7.2.2 Resultados de desempenho do motor sob a influência de duas formas distintas de

refrigeração da turbina

82

A Figura 7.4, mostra o comportamento da eficiência térmica, em função da potência,

para o motor operando sem o resfriamento da turbina e esta sendo refrigerada a ar e a água.

Figura 7.4 – Eficiência do motor, em função da potência, operando sem o resfriamento da

turbina e com refrigeração a ar e a água.

Da Figura 7.4, constata-se que o motor operou de maneira mais eficiente quando não

houve o resfriamento da turbina, mas sem poder atingir as potências mais elevadas. A curva

referente à utilização da água para refrigeração da turbina foi a que apresentou os menores

valores de eficiência em todos os ensaios realizados.

A Figura 7.5 apresenta as curvas de temperatura da parede externa da turbina, em

função da potência gerada, para o motor operando sem o resfriamento da turbina e com as

duas formas de refrigeração (a ar e a água).

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 20 40 60 80 100

Efic

iên

ca (%

)

Potência (cv)

Sem resfriamento

Resfriamento Ar

Resfriamento Água

83

Figura 7.5 - Temperatura da carcaça da turbina, em função da potência, com a turbina sem

resfriamento e refrigerada por ar e por água.

Verifica-se, ao analisar a Fig. (7.5), que há uma redução significativa na temperatura

da carcaça da turbina quando é promovido o seu resfriamento, permitindo assim, que o motor

aumente a sua potência máxima de 60 cv para 90 cv, sem comprometer os seus componentes.

Percebe-se, também, que em toda a faixa de potências avaliada, a curva de temperatura da

turbina com resfriamento a água registra os menores valores do que as demais. Em

contrapartida, o uso do eletroventilador com direcionamento de fluxo, também, proporcionou

uma refrigeração eficiente, com a vantagem de ser mais simples de ser instalado, e sem que se

tenha que se preocupar com o fluido refrigerante.

7.3 RESULTADOS DOS TESTES PARA O MOTOR CONVERTIDO SOB A

INFLUÊNCIA DAS TRÊS TAXAS DE COMPRESSÃO

7.3.1 Avanços de ignição mais funcionais ao motor ottolizado

A Figura 7.6 apresenta as curvas referentes aos avanços de ignição que permitiram ao

motor alcançar as eficiências térmicas mais elevadas, para as diferentes cargas.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

0 20 40 60 80 100

Tem

per

atu

ra d

a tu

rbin

a (

°C)

Potência (cv)

Sem resfriamento

Resfriamento Ar

Resfriamento Água

84

Figura 7.6 – Gráfico de avanço de ignição ótimo, em função da potência, para as taxas de

compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1.

Pode-se observar na Fig. (7.6) que, o avanço de ignição diminui com o aumento da

potência, independente da taxa de compressão. Nota-se também, que, em toda a faixa de

potências avaliada, ao se reduzir a taxa de compressão o avanço de ignição se eleva, para que

ocorra a conservação da eficiência máxima, no motor convertido.

7.3.2 Desempenho do motor funcionando com três diferentes taxas de compressão

A Figura 7.7 expõe as curvas de eficiência térmica obtidas com o motor convertido

operando com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Ava

nço

de

Ign

ição

Óti

mo

(gr

aus)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

85

Figura 7.7 – Eficiência térmica do motor, em função da potência, com o motor operando nas

taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. (Cada ponto exposto nas curvas de eficiência está associado ao

avanço de ignição utilizado em cada ensaio)

Nota-se, através das curvas da Fig. (7.7), que existe um aumento da eficiência térmica

do motor com a elevação da potência. Nas taxas de 8,7:1 e 12,3:1 observa-se, ainda, um

decaimento da eficiência para valores próximos da potência máxima, estando este fato

relacionado com os baixos ângulos de avanço utilizados para que se impedisse o fenômeno da

detonação do combustível. Fica evidente, ainda, que para potências iguais, a taxa de 12,3:1

conduz a uma eficiência maior do que qualquer outra taxa. (As notações dos ângulos de

avanço de ignição, observados na Fig. (7.7), servirão para as demais figuras deste trabalho).

A Figura 7.8 apresenta as curvas de custo de combustível em função da potência

aplicada, para o motor convertido funcionando com as três diferentes taxas de compressão.

Para a construção dessas curvas levou-se em consideração o preço do gás natural, ofertado às

indústrias do Estado da Paraíba, em maio de 2014, quando o m3 do GN tinha um custo médio

de R$ 1,48, a depender da demanda contratada (PBGÁS, 2014).

20

22

24

26

28

30

32

34

36

38

0 20 40 60 80 100 120

Efic

iên

cia

(%)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

86

Figura 7.8 - Custos com combustível, em função da potência, com o motor operando nas taxas

de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1.

Analisando-se a Fig. (7.8), em toda a faixa de potência, a taxa de compressão de

12,3:1 propicia menor gasto com GN do que as outras taxas. Como era esperado, observa-se

que os custos com o consumo de combustível se elevam com o aumento da potência.

Estão representadas, na Fig. (7.9), as curvas referentes às pressões absolutas que

ocorrem no coletor de admissão do motor convertido, em termos da potência.

Figura 7.9 – Pressão no coletor de admissão, em função da potência.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 20 40 60 80 100 120

Cu

sto

s c

om

co

mb

ust

ível

(R$/

h)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

0

0,4

0,8

1,2

1,6

2

0 20 40 60 80 100 120

Pre

ssão

de

adm

issã

ol (

bar

)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

87

Como era esperado, observa-se através da Fig. (7.9) que a pressão da mistura ar/GN,

no coletor de admissão, se eleva na medida em que a potência é aumentada. Observa-se,

ainda, que a diminuição da taxa de compressão proporciona uma elevação nas pressões de

admissão, para cada potência avaliada.

A Figura 7.10 exibe o comportamento da temperatura dos gases de escape em função

da potência do motor convertido.

Figura 7.10 – Temperatura dos Gases de Exaustão, em função da potência, obtidas a partir do

motor operando com diferentes taxas de compressão.

Uma vez que o aumento de potência implica no uso maior de energia do combustível,

verifica-se, a partir da Fig. (7.10), que a elevação da potência do motor promove o aumento

da temperatura dos gases de escape. Deve ser considerado que mesmo tendo-se ultrapassado,

em alguns ensaios, o limite de temperatura estabelecido pelo fabricante da turbina (TGE =

620 ° C), a refrigeração a ar impediu o superaquecimento da carcaça da turbina e do óleo de

lubrificação, onde o último teve a máxima de 108 °C em todos os ensaios.

A Figura 7.11 ilustra os valores de emissão de NOx produzidos na combustão do gás

natural, em função da potência do motor convertido.

450

470

490

510

530

550

570

590

610

630

650

0 20 40 60 80 100 120

Tem

per

atu

ra d

os

Gas

es d

e Es

cap

e ( °C

)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

88

Figura 7.11 – Emissão de NOx, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão

utilizadas.

Percebe-se na Fig. (7.11), que o motor trabalhando com a taxa de compressão de

12,3:1 emitiu mais NOx na faixa inicial de potência, ou seja, entre 30 e 70 cv. Nota-se,

também, que nesta mesma taxa, há uma queda brusca na curva de emissão de NOx, para

valores de potência entre 71 e 85 cv. Este fato está relacionado ao baixo ângulo de avanço de

ignição utilizado para a obtenção da potência máxima.

Na Figura 7.12 podem ser vistos os valores de emissão de hidrocarbonetos não

queimados nos gases de escape, em função da potência do motor convertido.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0 20 40 60 80 100 120

Emis

são

de

NO

x (p

pm

)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

89

Figura 7.12 – Emissão gasosa de Hidrocarbonetos (HC) no escapamento do motor, em função

da potência, para as diferentes taxas de compressão.

Verifica-se, ao analisar a Fig. (7.12), que o motor operando na taxa de 7,6:1, em toda a

faixa de potências avaliada, emite mais hidrocarbonetos não queimados em seus gases de

exaustão do que nas taxas de 8,7:1 e de 12,3:1.

7.3.3 Análise energética realizada no motor convertido

A Figura 7.13 apresenta o balanço energético do motor operando com taxa de 12,3:1 e

potência máxima de 85 cv.

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300

320

0 20 40 60 80 100 120

Em

issã

o d

e H

C (

pp

m)

Potência (cv)

Taxa 12,3:1

Taxa 8,7:1

Taxa 7,6:1

90


(Potência máxima de 85 cv)

Nota-se da Fig. (7.13), que houve o aproveitamento de 35,8 % da energia do

combustível para o motor desenvolver uma potência de 85 cv. Pode ser visto da mesma

figura, que 27,7 % da energia do combustível foi eliminada nos gases de escape, 18,1 % foi

cedida para o arrefecimento do motor e 2,6 % foi eliminada através do aftercooler. Os 15,8 %

restantes não foram discriminados, estando geralmente atrelados às perdas por radiação, por

convecção, no óleo, etc.

A Figura 7.14 apresenta o balanço energético realizado com o motor funcionando com

a taxa de compressão de 8,7:1 e potência máxima de 120 cv.

27,7%

18,1%

2,6%

35,8%

15,8%

Gases de Escape (%)

Arrefecimento (%)

Aftercooler (%)

Potência (%)

Outros (%)

91



Da Figura 7.14, verifica-se que, durante o funcionamento do motor com a taxa de

8,7:1, 36,4 % da energia fornecida pelo GN foi destinada à sustentação da potência de 120 cv.

Em relação às perdas ocorridas nesta configuração, 27,4 % estão solidárias aos gases de

escape, 15,9 % foram ocasionadas durante o arrefecimento do motor e 3,7 % das perdas se

deram no resfriamento ocorrido no aftercooler. Constata-se também, que 16,6 % das perdas

não foram apreciadas.

A Figura 7.15 expõe o balanço energético para o motor convertido operando com taxa

de compressão de 7,6:1 e com 85 cv de potência máxima.

27,4%

15,9%

3,7%

36,4%

16,6%

Gases de Escape (%)

Arrefecimento (%)

Aftercooler (%)

Potência (%)

Outros (%)

92

Figura 7.15 - Balanço energético para o motor operando com taxa de compressão de 7,6:1


Da Figura 7.15, constata-se que o balanço feito para o motor operando com taxa de

7,6:1, 33,1 % da energia do combustível foi convertida em potência (90 cv), 30,5 % foi

eliminada nos gases de escape, 18,4 % no sistema de arrefecimento do motor e 2,9 % foi

retirada através do aftercooler. Nesta configuração, não houve a discriminação de 15,1 % das

perdas do sistema.

Um fator relevante, observado em todos os testes realizados com a taxa de 7,6:1, está

na limitação da potência do motor que, ao contrário das outras taxas utilizadas, aconteceu sem

a detonação do combustível. Há que se observar, ainda, que a redução da taxa de compressão

deveria proporcionar o aumento da potência máxima do motor. De fato, alguns estudos

teóricos, realizados em motores turboalimentados, demonstraram que esta tendência deve-se,

basicamente, à redução da possibilidade da detonação do combustível e à existência de

energia disponível para a realização de trabalho (QUEIROGA, 2012).

Com o intuito de avaliar os motivos da limitação de potência, na taxa de 7,6:1, foram

realizados ensaios com o motor trabalhando com mistura ar/GN enriquecida (λ < 1).

Constatou-se que, mesmo com a redução do fator lambda, não houve alteração da potência

30,5%

18,4%

2,9%

33,1%

15,1%

Gases de Escape (%)

Arrefecimento (%)

Aftercooler (%)

Potência (%)

Outros (%)

93

máxima do motor, mantendo-se em 90 cv. A tabela 7.1 mostra dados comparativos para

diferentes valores de λ com a supramencionada condição.

Tabela 7.1 – Dados de desempenho do motor, com taxa de 7,6:1 e potência de 90 cv, em

função do λ.

Fator λ Eficiência TGE HC

0,998 32,16 611 325

0,95 28,34 570 370

0,85 22,87 566 534

Como pode ser observado através da Tab. (7.1), há uma redução da eficiência térmica

e da TGE do motor com o enriquecimento da mistura. Com relação aos hidrocarbonetos não

queimados, HC, verifica-se um aumento deste elemento, nos gases de exaustão, com a

redução do fator λ.

Como discutido no Capítulo V, ao se reduzir a taxa de compressão de motores

turboalimentados ocorre um aumento na quantidade de mistura ar/combustível admitida,

exigindo do sistema de escapamento resposta mais rápida para a evacuação dos produtos da

combustão, para evitar aumento de pressão interna e sobreaquecimento de todo o coletor de

escapamento e vizinhanças. Uma vez que não foi feita no motor Perkins qualquer adaptação

neste sentido, os efeitos negativos supracitados tornaram-se visíveis, principalmente na taxa

de 7,6:1. É óbvio que uma análise mais detalhada sobre a influência do projeto do coletor de

escape original no desempenho do motor convertido poderia dar mais condições de

juntamente com a análise energética estipular os benefícios que tais modificações poderiam

trazer, inclusive, para o próprio desempenho e rendimento do motor. Considerando, todavia,

que estes aspectos demandariam esforços até maiores do que foram aqui envidados na

elaboração deste trabalho, nos limitamos aqui a comentar resultados de alguns autores que

reforçam a importância em se modificar os coletores de escape para se obter melhores

resultados nos motores ottolizados.

Hiereth e Prenninger (2003) constataram que, existe um aumento da contra pressão no

sistema de escape (back pressure) com a elevação da massa admitida em motores

turboalimentados, gerando uma consequente perda de potência e um aumento na temperatura

94

no sistema de exaustão. Os autores verificaram que esse efeito teve relação direta com o

coletor de escape e, através de simulações computacionais e de estudos da dinâmica dos

fluidos, foi proposta à otimização da disposição geométrica dos coletores de escape para

proporcionar uma maior fluidez na saída dos gases de exaustão.

Kesgin (2004) analisou, através de um modelo zero dimensional, os efeitos gerados

pela alteração do dimensionamento do sistema de escape para uma família de motores a gás,

turboalimentados. Um dos elementos avaliados neste estudo foi o coletor de escape, e que

melhorias de desempenho advieram com alterações no diâmetro deste componente. Na Figura

7.16 é apresentado um dos resultados deste estudo, onde é observado o comportamento da

Pressão Média Efetiva, PME, e da eficiência em um motor V20, em função da seguinte

relação: diâmetro do coletor de escape/diâmetro do cilindro.

Figura 7.16 - Curvas de Eficiência e de Pressão Média Efetiva, PME, em função da relação:

diâmetro do coletor de escape/diâmetro do cilindro. Fonte: Adaptado de Kesgin (2004).

Através da Fig. (7.16), o autor constatou que o aumento do diâmetro do coletor de

escape proporciona uma elevação da eficiência térmica do motor e da PME, resultando em

aumento de potência. Este aumento está ligado ao menor esforço exercido pelos pistões para

impulsionar os gases de exaustão para fora do cilindro.

95

Segundo Mollenhauer e Tschoeke (2010), o dimensionamento do coletor de escape é

de fundamental importância para o desempenho do motor. Este deve ser projetado de tal

forma que a energia dos gases de escape seja transportada a partir do cilindro até a turbina

com perdas mínimas e que esta energia (fornecida para a turbina) seja convertida em trabalho

com o máximo de eficiência.

96

CAPÍTULO VIII

CONCLUSÃO

Considerando os resultados experimentais, obtidos nos ensaios com o motor Perkins

convertido para operar com gás natural, pode-se concluir que:

i) Em conformidade com a teoria, o aumento do avanço de ignição promove a

elevação dos níveis de emissão de NOx na exaustão do motor, ver Fig. (7.1). De fato, quanto

maior o avanço de ignição, mais elevado será o pico de pressão e de temperatura durante o

processo de combustão, aumentando-se assim, a produção deste poluente. Por outro lado, em

elevadas temperaturas de queima se dá o processo de dissociação, ocorrendo à formação de

outros elementos através da absorção de parte do calor liberado na combustão. Dessa forma,

adiantando-se a ignição haverá, também, um decréscimo nas temperaturas dos gases de

escape, ver Fig. (7.2).

ii) O motor funcionando com a turbina refrigerada (através do ar ou da água) terá

prejuízos em sua eficiência térmica, ver Fig. (7.4), devido principalmente, à redução da

energia dos gases de exaustão, utilizada pela turbina, para a geração de trabalho. Contudo,

este artifício permite que o motor alcance maiores potências, operando em condições

apropriadas de trabalho, ver Fig. (7.5).

iii) Os avanços de ignição, que propiciam a maior eficiência ao motor, diminuem com

o aumento da potência, ver Fig. (7.6). De fato, quanto maior a potência do motor, maiores

serão as pressões internas ao cilindro, sendo necessária, então, a redução do avanço de ignição

para que o pico de pressão máxima não ocorra durante a subida do pistão ao PMS (etapa de

compressão).

iv) Ratificando a teoria, é notória a existência da relação entre a taxa de compressão e

a eficiência térmica do motor convertido: Quanto maior a taxa de compressão, maior será a

97

eficiência que o motor apresentará em cada carga aplicada e, consequentemente, menores

serão os custos com combustível durante a sua operação, ver a Fig. (7.7) e a Fig. (7.8).

v) A redução da taxa de compressão no motor ocasiona o aumento das pressões de

admissão, ver Fig. (7.9). Este fato diz respeito ao aumento da massa de mistura ar/gás

proporcionado pelo compressor, tendo em vista a ampliação do volume da câmara de

combustão, para manter o nível de pressão suficiente à sustentação da potência desejada.

vi) A diminuição da taxa de compressão incorre na necessidade do adiantamento do

avanço da ignição, ver Fig. (7.6). Com o aumento da quantidade de mistura admitida pelo

motor, tal avanço se torna imprescindível para que a mistura seja queimada adequadamente, o

que eleva a eficiência da combustão, até certo ponto.

vii) A emissão de NOx, na tubulação de escape, se eleva na medida em que se aumenta

a taxa de compressão do motor, sendo esta característica motivada principalmente, pelo

aumento das pressões e das temperaturas de combustão para esta supracitada condição, ver

Fig. (7.11). Em contrapartida, à emissão de hidrocarbonetos não queimados, HC, se eleva

com a redução da taxa de compressão, ver Fig. (7.12), pois o aumento da câmara de

combustão reduz as pressões e temperaturas de queima, contribuindo para a formação deste

elemento.

viii) A apreciação dos cálculos de balanço térmico, para o motor operando na condição

de potência máxima, teve por objeto, principalmente, expor e comparar os resultados de

eficiência térmica em cada taxa de compressão experimentada, destacando também, os pontos

de perdas de energia no sistema que poderão ser minimizados através de possíveis

intervenções e modificações estruturais, ver a Fig. (7.13), (7.14) e a (7.15). Nesta análise foi

possível inferir que, o motor operando com taxa de 8,7:1 desenvolveu potência de 120 cv

(80% da potência do motor a diesel), onde 36,4 % da energia do combustível foi aproveitada

para esta finalidade. Verificou-se ainda que, mesmo com a relação já comprovada entre taxa

de compressão e eficiência térmica, o motor operando com taxa de 12,3:1 utilizou 35,8 % da

energia do combustível para desenvolver potência máxima de apenas 85 cv. Já com a taxa de

7,6:1, o motor obteve o seu menor aproveitamento, utilizando 33,1 % da energia do

combustível para o desenvolvimento de uma potência máxima de 90 cv, sendo o restante

desperdiçada em forma de calor. De uma forma geral, conclui-se que, nas condições

existentes de trabalho, o motor funcionando com taxa de compressão de 8,7:1 obteve o seu

melhor desempenho, em comparação com as outras taxas experimentadas.

ix) Através do ensaio de enriquecimento de mistura realizado na taxa de 7,6:1

(potência de 90 cv), observando-se ainda, os dados de hidrocarbonetos não queimados, HC,

98

da Tab. (7.1), é possível se inferir que existe energia sendo desperdiçada e não convertida em

aumento de potência. Este fato tem relação com o aumento nas temperaturas dos gases de

exaustão quando a taxa de compressão é reduzida, ver Fig. (7.10). Este aumento na

temperatura se dá, ainda, pela dificuldade natural que os gases têm para deixar o sistema de

escape, cujo projeto original não foi concebido para o excessivo aumento de fluxo dos gases

de exaustão, que passa a haver com a conversão do motor para operar com GN. Os trabalhos

de Hiereth e Prenninger (2003), de Kesgin (2005) e de Mollenhauer e Tschoeke (2010) dão

suporte a esta hipótese, fazendo com que se tenha que dar mais atenção, nos processos de

ottolização de motores turboalimentados a diesel, aos sistemas de exaustão, promovendo-se

adaptações em seus coletores de escape.

99

SUGESTÕES PARA OS PRÓXIMOS TRABALHOS

Considerando todas as observações e constatações realizadas ao longo deste estudo e

buscando aumentar a eficiência dos motores turboalimentados ottolizados sugere-se como

proposta para novos trabalhos:

O estudo de motores servidos por um sistema de controle e de alimentação de GN que

promova um controle mais preciso do fator λ, para permitir uma análise mais

detalhada dos efeitos que a relação de mistura proporciona ao motor convertido;

A utilização de um sensor de detonação para apreciar, de maneira mais eficiente, o

efeito da detonação do combustível, obtendo-se assim, melhores condições para a

análise das taxas de compressão e dos ângulos de avanço de ignição;

Alterações no projeto do coletor de escape e instalação de sensores de pressão e de

temperatura neste componente, a fim de se estudar as implicações da contrapressão no

sistema de exaustão do motor;

O estudo dos dados de desempenho do motor Perkins ottolizado para GN, para este

operando em uma configuração veicular.

100

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104

ANEXO A – Massas molares dos constituintes do GN e dos produtos

formados em sua combustão

As massas molares (pressão de referência de 100 kPa) dos reagentes e dos produtos formados

na combustão do gás natural são apresentadas na Tabela A1.

Tabela A.1 – Massa molar dos reagentes e dos produtos da combustão do GN.

Elemento Fórmula Massa Molar (kg/kmol)

Dióxido de Carbono CO2 44,001

Monóxido de Carbono CO 28,01

Oxigênio O2 31,999

Vapor de Água H2O 18,015

Óxido de Nitrogênio NO 30,006

Nitrogênio N2 28,013

Propano C3H8 44,097

Etano C2H6 30,07

Metano CH4 16

Fonte: Çengel e Boles (2006)

105

ANEXO B – Equacionamentos para a obtenção dos calores específicos dos

produtos gerados na combustão do GN

Constantes e equações para o cálculo do calor específico a pressão constante ( ) para

a determinação de vários gases perfeitos em função da temperatura5.

N2 :

O2 :

CO :

H2O

CO2 :

C3H8 :

C2H6 :

CH4 :

NO :

onde,

– é o calor específico à pressão constante (kJ/kmol.K);

– é a temperatura do elemento (K).

5 Temperaturas válidas para o equacionamento são de 273 K a 1500 K, para os hidrocarbonetos e de 273 K a

1800 K para os demais elementos.

106

APÊNDICE A – Dados dos Testes realizados com motor Perkins operando

nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1

DADO

S CO

LETA

DOS

PARA

O M

OTO

R O

PERA

NDO

CO

M A

TU

RBIN

A RE

FRIG

ERAD

A AT

RAVÉ

S DO

ELE

TRO

VEN

TILA

DOR

C/ D

IREC

ION

AMEN

TO D

E FL

UXO

Pot.

(cv)

Ângu

lo (°

)VG

N(m

3/h)

Cust

o (R

$/h)

η (%

)φ

do

Ar

T Ó

leo

TGE

T. A

ntes

Aft

erT.

Pós

Aft

erT.

Col

. Adm

.P. C

ol. A

dm.

CO (%

) C

O2

(%)

HC(

ppm

)O

2 (%

)λ

NO

x (p

pm)

COco

rr.(%

)

TAXA

DE

12,3

:1

3022

8,29

12,2

728

,49

4990

484

50,2

33,2

500,

530,

311

,614

90,

821,

0319

840,

38

5018

11,7

817

,44

33,4

148

,696

530

64,7

35,1

500,

770,

3911

,713

40,

751,

0224

670,

48

7016

15,3

922

,78

35,8

148

,710

155

585

,736

,852

1,05

0,35

11,6

127

0,61

1,02

2685

0,44

858

18,7

027

,68

35,7

846

,510

259

810

9,1

38,8

531,

270,

3111

,717

10,

691,

0218

670,

39

TAXA

DE

8,7:

1

3035

9,08

13,4

426

,00

54,1

9151

651

33,8

500,

600,

3411

,617

60,

811,

0315

170,

43

5034

12,8

519

,01

30,6

553

,494

556

69,4

35,6

510,

880,

3911

,619

70,

751,

0222

220,

49

7030

16,7

624

,80

32,8

954

,296

585

9238

,355

1,14

0,46

11,7

189

0,67

1,01

2284

0,57

9030

20,5

330

,38

34,5

252

,499

602

113,

240

,856

1,42

0,52

11,8

167

0,55

1,01

2580

0,63

110

2823

,43

34,6

836

,96

50,1

102

608

122,

241

,957

1,66

0,35

11,9

880,

261,

0029

240,

43

120

2025

,83

38,2

236

,36

49,6

104

625

144,

543

,357

1,85

0,43

11,8

128

0,37

1,00

2456

0,53

TAXA

DE

7,6:

1

3040

9,79

14,4

924

,12

56,7

9853

353

,233

,149

0,70

0,23

11,3

294

1,37

1,06

1167

0,3

5038

13,5

720

,09

29,0

155

,810

056

476

,534

500,

940,

3411

,428

61,

161,

0417

870,

43

7038

17,7

026

,19

31,1

550

,410

359

599

,739

531,

260,

4311

,424

80,

941,

0324

220,

55

9032

21,4

031

,67

33,1

257

,710

762

211

7,7

41,1

551,

530,

4711

,327

20,

921,

0221

640,

6

VGN

- va

zão

volu

mét

rica

de g

ás n

atur

al

φ d

o Ar

- um

idad

e re

lativ

a do

ar (

%)

η - E

ficiê

ncia

Tér

mic

a do

mot

or

T. A

ntes

Aft

er -

Tem

pera

tura

da

mis

tura

ant

es d

o af

tero

oler

T. P

ós A

fter

- Te

mpe

ratu

ra d

a m

istu

ra d

epoi

s de

pass

ar p

elo

afte

rool

er

T. C

ol. A

dm -

Tem

pera

tura

da

mis

tura

no

cole

tor d

e ad

mis

são

P. C

ol. A

dm -

Pres

são

da m

istu

ra n

o co

leto

r de

adm

issã

o (b

ar)

(°C)

em

toda

s as t

empe

ratu

ras*

107

APÊNDICE B – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos dos

balanços energéticos

DADOS DE ENTRADA

As linhas das matrizes representam as seguintes condições: 1ª. Taxa de 7,6:1 (90 cv); 2ª. Taxa de

8,7:1 (120 cv); 3ª. Taxa de 12,3:1 (85 cv).

Vazão de GN (kg/s) Lambda Medido Analisador

Rel.ar/GN Ideal Vazão de Ar (kg/s)

Potência (cv) Potência (kW)

TEMPERATURAS.

Temp. Escape

Temp. saída do Aftercooler Temp. saída Compressor

Mart 16mc

0.00427919

0.00519526

0.00374045

1.023

1

1.02

mar

0 0

mc0 0

Mart

1 0

mc1 0

Mart

2 0

mc2 0

Mart

POTcv

90

120

85

POTkW

POTcv0

0.7355

POTcv1

0.7355

POTcv2

0.7355

POTkW

66.195

88.26

62.518

TE

622 273.15

625 273.15

598 273.15

TCP

117.7 273.15

144.5 273.15

109 273.15

TAF

41.1 273.15

43.3 273.15

38.8 273.15

108

Temp. Água Saída. Temp. Água Ent.

Percentual em volume dos constituintes dos gases em base seca (Analisador de Gases)

CO2 CO O2 NO CH4 N2

Percentual em volume dos constituintes dos gases em base úmida (Balanceamento

Químico)

CO2 CO O2 NO CH4 N2 H2O

CÁLCULO DO BALANÇO DE MASSA DA COMBUSTÃO:

Fração Molar dos Gases de Exaustão em Base úmida:

TAS

93 273.15

93 273.15

89 273.15

TAE

72 273.15

71 273.15

71 273.15

PES

11.3

11.8

11.7

0.6

0.53

0.39

0.92

0.37

0.69

0.2164

0.2456

0.1867

0.0272

0.0128

0.0171

86.936

87.04

87

PEU

10.08

9.56

9.52

0.5

0.43

0.32

0.826

0.3

0.56

0.1945

0.1989

0.1516

0.0245

0.0104

0.0139

78.3

70.53

70.81

20.15

18.95

18.67

XCO2

PEU0 0

102

PEU1 0

102

PEU2 0

102

XCO

PEU0 1

102

PEU1 1

102

PEU2 1

102

XO2

PEU0 2

102

PEU1 2

102

PEU2 2

102

109

Dados do Ar

Fração Molar:

Massa Molar:

Massa Específica:

Vazão dos Gases de Escape (kg/s)

DADOS DO SISTEMA

Sistema de Arrefecimento do motor:

(kJ/kg.K)

(m3/s)

(kg/s)

XNO

PEU0 3

102

PEU1 3

102

PEU2 3

102

XHC

PEU0 4

102

PEU1 4

102

PEU2 4

102

XN2

PEU0 5

102

PEU1 5

102

PEU2 5

102

XH2O

PEU0 6

102

PEU1 6

102

PEU2 6

102

yO2 0.21 yN2 0.79

MAr 28.97

Ar 1.2

mp mc mar mp

0.074

0.088

0.065

CpH2O 4.18

VH2O 4.2104

H20 1000

mH2O VH2OH20

mH2O 0.42

110

Temperatura de Referência

(Temperatura ambiente absoluta)

Massa molar (kg/kmol) dos elementos à pressão de referencia de 100 kPa

CO2

CO

O2

NO

CH4

N2

H2O

C3H8

C2H6

PCI dos elementos que compõe o GN (kJ/kg)

CH4

C2H6

CO2

N2

C3H8

CH4

C2H6 (% em volume dos constituintes do GN)

CO2

N2

C3H8

(% Volume Total de GN)

Tamb 28.1 273.15( )

Mp

44.010

28.01

31.999

30.006

16

28.013

18.015

44.097

30.07

PCI

50050

47520

0

0

46340

VolGN

90.09

6.84

1.56

1.35

0.16

VolT VolGN0

VolGN1

VolGN2

VolGN3

VolGN4

111

Frações molares dos elementos que compõe o GN:

Massa molar do GN (kg/kmol):

(Massa molar do GN/PBGÁS)

(PCI ponderado GN PBGÁS)

YCH4

VolGN0

VolT

YC2H6

VolGN1

VolT

YCO2

VolGN2

VolT

YN2

VolGN3

VolT

YC3H8

VolGN4

VolT

MpGN YCH4Mp4

YC2H6Mp8

YCO2Mp0

YN2 Mp5

YC3H8Mp7

MpGN 17.606

PCIGNF

YCH4Mp4

MpGN

PCI0

YC2H6Mp8

MpGN

PCI1

YCO2Mp0

MpGN

PCI2

YN2 Mp5

MpGN

PCI3

YC3H8Mp7

MpGN

PCI4

PCIGNF 4.671 104

112

Constantes para o Cáculo do Cp a temperatura que não a padrão:

CO2

CO

O2

NO

CH4

N2

H2O

CÁLCULO DO ENTALPIA (kJ/kg) A DADA TEMPERATURA

CO2

CO

O2

NO

CH4

Massa molar dos gases N2

H2O

C3H8

C2H6

Mp

44.010

28.01

31.999

30.006

16

28.013

18.015

44.097

30.07

C

22.26

28.16

25.48

29.34

19.89

28.9

32.24

5.981102

0.1675102

1.520102

0.09385 102

5.024102

0.1571 102

0.1923102

3.501 105

0.5372105

0.7155 105

0.9747105

1.269105

0.8081105

1.055105

7.469109

2.222 109

1.312109

4.187 109

11.01 109

2.873 109

3.595 109

113

Cálculo da Entalpia dos gases de escape através do calor específico, para a Taxa de 7,6:1 (90 cv)

dhTX7.6

XCO20 0

Mp0 Tamb

TE0

TC0 0

C0 1

T C0 2

T( )2

C0 3

T( )3

d

XCO0 0

Mp1 Tamb

TE0

TC1 0

C1 1

T C1 2

T( )2

C1 3

T( )3

d

XO20 0

Mp2 Tamb

TE0

TC2 0

C2 1

T C2 2

T( )2

C2 3

T( )3

d

XNO0 0

Mp3 Tamb

TE0

TC3 0

C3 1

T C3 2

T( )2

C3 3

T( )3

d

XHC0 0

Mp4 Tamb

TE0

TC4 0

C4 1

T C4 2

T( )2

C4 3

T( )3

d

XN20 0

Mp5 Tamb

TE0

TC5 0

C5 1

T C5 2

T( )2

C5 3

T( )3

d

XH2O0 0

Mp6 Tamb

TE0

TC6 0

C6 1

T C6 2

T( )2

C6 3

T( )3

d

114

Cálculo da Entalpia dos gases de escape através do calor específico para a Taxa de 8,7:1 (120 cv)

dhTX8.7

XCO21 0

Mp0 Tamb

TE1

TC0 0

C0 1

T C0 2

T( )2

C0 3

T( )3

d

XCO1 0

Mp1 Tamb

TE1

TC1 0

C1 1

T C1 2

T( )2

C1 3

T( )3

d

XO21 0

Mp2 Tamb

TE1

TC2 0

C2 1

T C2 2

T( )2

C2 3

T( )3

d

XNO1 0

Mp3 Tamb

TE1

TC3 0

C3 1

T C3 2

T( )2

C3 3

T( )3

d

XHC1 0

Mp4 Tamb

TE1

TC4 0

C4 1

T C4 2

T( )2

C4 3

T( )3

d

XN21 0

Mp5 Tamb

TE1

TC5 0

C5 1

T C5 2

T( )2

C5 3

T( )3

d

XH2O1 0

Mp6 Tamb

TE1

TC6 0

C6 1

T C6 2

T( )2

C6 3

T( )3

d

115

Cálculo da Entalpia dos gases de escape através do calor específico para a Taxa de 12,3:1 (85 cv)

dhTX12.3

XCO22 0

Mp0 Tamb

TE2

TC0 0

C0 1

T C0 2

T( )2

C0 3

T( )3

d

XCO2 0

Mp1 Tamb

TE2

TC1 0

C1 1

T C1 2

T( )2

C1 3

T( )3

d

XO22 0

Mp2 Tamb

TE2

TC2 0

C2 1

T C2 2

T( )2

C2 3

T( )3

d

XNO2 0

Mp3 Tamb

TE2

TC3 0

C3 1

T C3 2

T( )2

C3 3

T( )3

d

XHC2 0

Mp4 Tamb

TE2

TC4 0

C4 1

T C4 2

T( )2

C4 3

T( )3

d

XN21 0

Mp5 Tamb

TE1

TC5 0

C5 1

T C5 2

T( )2

C5 3

T( )3

d

XH2O1 0

Mp6 Tamb

TE1

TC6 0

C6 1

T C6 2

T( )2

C6 3

T( )3

d

dh

dhTX7.6

dhTX8.7

dhTX12.3

116

BALANÇO ENERGÉTICO DO MOTOR

Energia Cedida pelo Combustível (kW):

Energia Perdida nos Gases de Exaustão (kW):

Energia Perdida no Sistema de Arrefecimento (kW):

Energia Perdida no Aftercooler (kW):

Qcomb mcPCIGNF

QExaustão

mp0

dh0

mp1

dh1

mp2

dh2

QArref mH2OCpH2O TAS TAE( )

QAfter

mp0

TAF0

TCP0

T1.05 0.365T

1000 0.85

T

1000

2

0.39T

1000

3

d

mp1

TAF1

TCP1

T1.05 0.365T

1000 0.85

T

1000

2

0.39T

1000

3

d

mp2

TAF2

TCP2

T1.05 0.365T

1000 0.85

T

1000

2

0.39T

1000

3

d

117

RESULTADO DO BALANÇO ENERGÉTICO

RESULTADO EM kW:

RESULTADO EM %:

QNcomput Qcomb QExaustão QArref QAfter POTkW

Qcomb

199.893

242.685

174.727

QExaustão

60.87

66.378

48.492

QArref

36.868

38.623

31.601

QAfter

5.75

9.042

4.591

POTkW

66.195

88.26

62.518

QNcomput

30.21

40.382

27.525

%QExaustão

QExaustão

Qcomb

100 %QArref

QArref

Qcomb

100 %QAfter

QAfter

Qcomb

100

%QPOT

POTkW

Qcomb

100%QOutros

QNcomput

Qcomb

100

%QExaustão

30.451

27.352

27.753

%QArref

18.444

15.915

18.086

%QAfter

2.877

3.726

2.628

%QPOT

33.115

36.368

35.78

%QOutros

15.113

16.64

15.753

118

APÊNDICE C – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos da taxa

de compressão

DADOS DO CILINDRO (mm)

(Diâmetro do Cilindro)

(Curso do Cilindro)

DADOS DAS JUNTAS (mm)

(Diâmetro da Junta Original)

(Espessura da Junta Original)

(Diâmetro da Junta Adicionada Cobreada)

(Espessura da Junta Adicionada Cobreada)

(Espessura da segunda Junta Adicionada Cobreada)

DADOS DA CÂMARA DO PISTÃO (mm3)

(Volume da Câmara do Pistão)

DADOS DA CÂMARA DO CABEÇOTE (mm)

(Profundidade da Câmara do cabeçote)

DADOS DA VÁLVULA DE ESCAPE (mm)

(Diâmetro da Câmara do Cabeçote)

DC 104.95

CC 126.65

DJO 107.9

EJO 1.2

DJA 107.9

EJA 3.8

EJA2 1.3

VCP 47600

DCC 106

PCC 3.8

DVE 41.7

EVE 2.1

119

DVA 46.35

EVA 2.1

VVE DVE

2

4EVE

DADOS DA VÁLVULA DE ADMISSÃO (mm)

VOLUME DO CILINDRO (VC) EM mm3

VOLUME DA JUNTA ORIGINAL EM mm3

VOLUME DA JUNTA ADICIONADA EM mm3

VOLUME DA JUNTA ADICIONADA 2 EM mm3

VOLUME DA VÁLVULA DE ESCAPE EM mm3

VC DC

2

4CC

VC 1.096 106

VJO DJO

2

4EJO

VJO 1.097 104

VJA DJA

2

4EJA

VJA 3.475 104

VJA2 DJA

2

4EJA2

VJA2 1.189 104

120

VVE 2.868 103

VOLUME DA VÁLVULA DE ADMISSÃO EM mm3

VOLUME DA CÂMARA DO CABEÇOTE EM mm3

TAXA DE COMPRESSÃO

VVA DVA

2

4EVA

VVA 3.543 103

VCC DCC

2

4PCC

VCC 3.353 104

TXVC

VJO VJA VJA2 VCP VCC VVA VVE( )[ ]1

121

APÊNDICE D – Resultado dos testes de seleção do avanço de ignição

(Motor Perkins operando nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1)

TAXA DE 7,6:1

Potência (cv) Ângulo de Avanço de Ignição / Eficiência

30 35° / 23,53 % 38° / 23,98 % 40° / 24,12 % 43° / 23,89 %

50 35° / 28,28 % 38° / 29,00 % 40° / 28,21 % 43° / 27,63%

70 32° / 30,68 % 35° / 30,98 % 38° / 31,14 % 40° / 30,87%

90 30° / 32,46 % 32° / 33,12 % 35° / 32,17 % 38° / 32,63 %

TAXA DE 8,7:1


30 30° / 25,47 % 32° / 25,99 % 35° / 26,00 % 37° / 25,32 %

50 30° / 30,31 % 32° / 30,56 % 34° / 30,65 % 37° / 30, 49 %

70 26° / 32,79 % 30° / 32,89 % 34° / 32,88 % 37° *

90 26° / 34,37 % 30° / 34,52 % 32° * 37° *

110 28° / 36,96 % 30° * 32° * 37° *

120 20° / 36,36 % 26° * 32° * 37° *

TAXA DE 12,3:1


30 20° / 27,72 % 22° / 28,49 % 24° / 28,32 % 26° / 27,66 %

50 16° / 32,52 % 18° / 33,41 % 20° / 33, 15% 22° / 32,99 %

70 14° / 35,38 % 16° / 35,81 % 20° * 22° *

85 8° / 35,78 % 16° * 20° * 22° *

OBS: Os melhores ângulos de avanço/ eficiência térmica (em negrito).

* Detonação de combustível (Batida de pino).

ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL ...comum durante as horas de pico, que no Brasil, ocorrem...

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