otimizaÇÃo do funcionamento de um motor flex … · hidratado seria uma forma de aumentar o...
Post on 19-Jan-2019
215 Views
Preview:
TRANSCRIPT
Renan Cabral Rodrigues
OTIMIZAÇÃO DO FUNCIONAMENTO DE UM MOTOR FLEX
PARA OPERAR APENAS COM ETANOL HIDRATADO
Centro Universitário Toledo
Araçatuba
2015
Renan Cabral Rodrigues
OTIMIZAÇÃO DO FUNCIONAMENTO DE UM MOTOR FLEX
PARA OPERAR APENAS COM ETANOL HIDRATADO
Trabalho de Graduação apresentado ao Curso de
Engenharia Mecânica da Instituição Centro
Universitário Toledo, como parte dos requisitos
necessários para obtenção do título de Engenheiro
Mecânico, sob a orientação do Prof. Me. Lucas Mendes
Scarpin.
Centro Universitário Toledo
Araçatuba
2015
AGRADECIMENTOS
Primeiramente agradeço a Deus por tudo o que tem feito por mim, para que pudesse
estar aqui.
Agradeço a minha mãe, meus irmãos e meus familiares por estarem sempre do meu
lado me apoiando, dando forças e incentivando para não desistir dos meus sonhos.
Ao meu orientador, Prof. Me Lucas Mendes Scarpin pelo conhecimento, paciência e
amizade, que compartilhou comigo para a execução desse trabalho.
Aos professores e amigos que fizeram parte dessa caminhada, compartilho com eles
essa vitória.
Ao centro universitário Toledo e seu reitor Bruno Toledo por todo suporte e toda a
estrutura física e humana.
RESUMO
Os motores de combustão interna revolucionaram a sociedade moderna, porém o
mesmo é tido como um grande vilão por conta dos gases emitidos pela queima dos
combustíveis, principalmente os de origem fóssil. Uma forma de minimizar este problema é
desenvolvendo motores mais eficientes, operando com combustíveis de origem renovável.
Sendo assim, foram feitas análises das configurações de um motor flex, buscando a
otimização dos seus parâmetros dinâmicos e geométricos, para que o mesmo opere apenas
com etanol hidratado. No decorrer dos estudos, utilizou-se o software Diesel-RK,
desenvolvido para análise termodinâmica dos motores de combustão interna. Com os
resultados, concluiu-se que o desenvolvimento de motores operando apenas com etanol
hidratado seria uma forma de aumentar o torque dos motores, diminuindo o consumo de
combustível e, consequentemente, a emissão de gases nocivos ao meio ambiente.
Palavras-chave: Motores de combustão interna; Otimização; Etanol hidratado.
LISTA DE FIGURAS
Figura 1. Sistema biela-manivela. ........................................................................................... 10
Figura 2. Representação do PMS, PMI e C. ............................................................................ 10
Figura 3. Ciclo de ignição por centelha ideal. ......................................................................... 11
Figura 4. Ciclo de ignição por compressão ideal. ................................................................... 11
Figura 5. Eventos do ciclo de ignição por centelha ideal. ....................................................... 13
Figura 6. Motor de ignição por centelha ideal operando com carga parcial. .......................... 13
Figura 7. Motor de ignição por centelha real operando com carga parcial. ............................ 14
Figura 8. Eventos do ciclo de ignição por compressão ideal. ................................................. 15
Figura 9. Motor de ignição por compressão ideal. .................................................................. 16
Figura 10. Motor de ignição por compressão real. .................................................................. 17
Figura 11. Primeiro carro flex produzido no país, Volkswagen Gol 1.6 (2003). .................... 17
Figura 12. Simulação ICE. ...................................................................................................... 27
Figura 13. Escolha da variável para ser escaneada.................................................................. 27
Figura 14. Escaneamento......................................................................................................... 28
Figura 15. Plotagem dos gráficos em função do torque e octanagem do combustível. .......... 28
Figura 16. Alteração da variável escaneada. ........................................................................... 29
Figura 17. Resultados obtidos através do modo ICE. ............................................................. 29
Figura 18. Torque em função da rotação para diversas configurações. .................................. 32
Figura 19. Potência em função da rotação para diversas configurações. ................................ 32
Figura 20. Consumo específico em função da rotação para diversas configurações. ............. 33
Figura 21. Emissão de NOx em função da rotação para diversas configurações. ................... 34
Figura 22. Gráfico aproximado para melhor visualização dos níveis de NOx. ....................... 34
LISTA DE TABELAS
Tabela 1. Características geométricas e operacionais do motor. ............................................. 24
Tabela 2. Características da gasolina. ...................................................................................... 25
Tabela 3. Características do etanol hidratado. ......................................................................... 25
Tabela 4. Listagem das variáveis a serem otimizadas. ............................................................ 26
Tabela 5. Resultados das variáveis a rotação nominal de 2500 rpm. ...................................... 30
Tabela 6. Resultados das variáveis em função da rotação. ...................................................... 31
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
bmep - brake mean effective pressure (pressão média efetiva de eixo)
C - curso
CI - compression ignition (ignição por compressão)
cm³ - centímetro cúbico
CO - monóxido de carbono
CO2 - dióxido de carbono
cv - cavalo vapor
D - diâmetro
E0 - gasolina pura
E10 - gasolina com 10% de etanol anidro
E10W - gasolina com 10% de etanol hidratado
ECU - unidade de comando eletrônica
EVC - exhaust valve closing (fechamento válvula de escape)
EVO - exhaust valve opening (abertura válvula de escape)
g/kWh - grama por quilowatt hora
HC - hidrocarboneto
ICE - internal combustion engine (motor de combustão interna)
ICE 0 - parâmetros originais do motor operando com gasolina
ICE I - parâmetros originais do motor operando com etanol
ICE II - parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (1ª iteração)
ICE III - parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (2ª iteração)
IVC - intake valve closing (fechamento válvula de admissão)
IVO - intake valve opening (abertura válvula de admissão)
kg/kmol - quilograma por quilomol
kg/kWh - quilograma por quilowatt hora
kg/m3 - quilograma por metro cúbico
kW - quilowatt
L - litros
MJ/kg - megajoule por quilograma
mm - milímetro
Nm - Newton metro
NOx - óxidos de nitrogênio
p - pressão
PMI - ponto morto inferior
PMS - ponto morto superior
Q - calor transferido no processo
rpm - revoluções por minuto
SI - spark ignition (ignição por centelha)
V - volume
W - trabalho de eixo
θi - avanço de ignição
λ - relação de equivalência ar-combustível
SUMÁRIO
RESUMO ................................................................................................................................... 4
LISTA DE FIGURAS ................................................................................................................ 5
LISTA DE TABELAS ............................................................................................................... 6
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS ................................................................................ 7
1. INTRODUÇÃO ...................................................................................................................... 9
1.1. Motores de combustão interna ........................................................................................ 9
1.2. Ciclo de ignição por centelha de quatro cursos – Otto ................................................. 12
1.3. Ciclo de ignição por compressão - Diesel .................................................................... 15
1.4. Motores flex no Brasil ................................................................................................... 17
1.5. Proálcool ....................................................................................................................... 18
1.6. Etanol perspectivas no cenário brasileiro ..................................................................... 18
1.7. Octanagem vs Cetanagem ............................................................................................. 18
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E OBJETIVOS ................................................................... 20
2.2 Objetivos ........................................................................................................................ 22
3. METOLOGIA ...................................................................................................................... 23
3.1. Diesel-RK ..................................................................................................................... 23
3.2. Parâmetros do motor ..................................................................................................... 24
3.3. Dados dos combustíveis ................................................................................................ 24
3.4. Procedimentos ............................................................................................................... 25
4. RESULTADOS E DISCUSSÃO ......................................................................................... 30
5. CONCLUSÃO ...................................................................................................................... 36
6. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................................. 37
APÊNDICES ............................................................................................................................ 39
9
1. INTRODUÇÃO
Neste capítulo, será apresentada uma breve introdução a respeito de motores de
combustão interna, além de apresentar um histórico a respeito dos motores flex no Brasil,
assim como sobre o Etanol.
1.1. Motores de combustão interna
Os motores de combustão interna, uma das invenções que mais revolucionaram a
sociedade moderna, inventado no século XIX, sendo muito utilizado para gerar energia
mecânica em veículos para locomoção como, carros, motos, caminhões, navios, locomotivas,
aviões e outros, além de ser utilizado em outras áreas como a geração de energia elétrica em
grande e pequena escala, bombeamento de fluidos, produção de ar comprimido, entre outros.
Apesar de todos os seus benefícios é tido como um dos principais vilões na poluição
do meio ambiente, por conta dos gases poluentes liberados pela queima do combustível,
principalmente os de origem fóssil. Apesar da sua grande evolução em termos de emissão de
poluentes, chegando até a poluir cem vezes menos que comparado há 40 anos.
Teve também uma grande evolução no seu rendimento ao longo das décadas, partido
de 10% até alcançar níveis acima de 50% em alguns motores a Diesel atuais. Os motores de
combustão interna podem variar sua potência de 10 W a 10 MW, sendo em sua maioria
utilizado na ordem das dezenas e centenas de quilowatts (MARTINS, 2013).
Os motores de combustão interna são denominados assim, pois a queima do
combustível acontece no interior do mesmo, em uma câmara de combustão. Estes podem ser
dinâmicos e volumétricos. Os motores dinâmicos são classificados em rotativos e a reação,
como exemplo, respectivamente, uma turbina a gás para geração de potência de eixo e outra
para aplicação aeronáutica. Por outro lado, os motores volumétricos são classificados em
alternativos e rotativos, como exemplo os motores a pistão e o motor Wankel,
respectivamente.
Os Motores alternativos, sobre o qual incide esse estudo, têm por característica o
volume variável do cilindro, com componentes móveis, como o pistão ou o êmbolo, que
transmitem energia gerada pela combustão através da movimentação em vaivém,
10
impulsionando o eixo de manivelas, que também é conhecido como cambota, árvore de
manivelas, virabrequim, por meio de um sistema biela-manivela (Figura 1), estando o mesmo
acoplado direta ou indiretamente ao pistão.
Figura 1. Sistema biela-manivela.
Fonte: Martins (2013).
Se o eixo de manivelas for girado, o pistão sobe e desce no interior do cilindro, cujo
ponto mais alto que o pistão atinge denomina-se ponto morto superior (PMS) e o ponto mais
baixo é conhecido como ponto morto inferior (PMI). O curso (C) é determinado pela distância
percorrida pelo pistão entre os dois pontos extremos, conforme Figura 2.
Figura 2. Representação do PMS, PMI e C.
Fonte: Martins (2013).
11
Os motores podem variar em muitos aspectos, como número de cursos, ciclo de
operação, posicionamento ou quantidade de válvulas, combustível usado, método de carga,
tipo de injeção, preparação da mistura ar-combustível, tipo de ignição, arrefecimento e,
principalmente, na geometria dos cilindros.
Os motores de combustão interna são máquinas térmicas, cujos principais modos de
operação podem ser classificados em ciclo de ignição por centelha (Otto) e ciclo de ignição
por compressão (Diesel). O funcionamento dos motores pode ser analisado sob o ponto de
vista da termodinâmica, dividindo o ciclo de funcionamento em diferentes eventos: admissão,
compressão, injeção de calor, expansão motora, blowdown, e exaustão. Diante disso,
assumindo os eventos como sendo ideais, as Figuras 3 e 4 ilustram os dois ciclos
apresentados.
Figura 3. Ciclo de ignição por centelha ideal.
Fonte: Martins (2013).
Figura 4. Ciclo de ignição por compressão ideal.
Fonte: Martins (2013).
12
1.2. Ciclo de ignição por centelha de quatro cursos – Otto
Um motor de quatro cursos efetua duas revoluções do eixo de manivelas para
percorrer um ciclo completo de operação, passando por todos os eventos descritos
anteriormente. A seguir, serão descritos cada um dos eventos para um motor de ignição por
centelha ideal, de quatro cursos e carga homogênea. Adicionalmente, a Figura 5 ilustra cada
um dos eventos descritos.
Admissão: por convenção é o primeiro evento do ciclo, inicia-se no PMS, quando o
pistão parte em movimento descendente até o PMI, gerando uma depressão no interior
do cilindro. Neste evento, a válvula de escape se encontra fechada e a de admissão
aberta e, com isso, a mistura ar-combustível é admitida para o interior do cilindro até o
final do processo, no qual ocorre o fechamento da válvula.
Compressão: após admitir a mistura ar-combustível, o pistão inicia o retorno para o
PMS, dando início ao segundo evento do ciclo. Com as válvulas de admissão e escape
fechadas, a mistura é comprimida, gerando um aumenta da pressão e temperatura no
interior da câmara, porém sem ultrapassar a temperatura de autoignição da mistura.
Injeção de calor: com o pistão em PMS, é liberada uma centelha entre os eletrodos da
vela de ignição, promovendo a combustão instantânea da mistura ar-combustível e,
consequentemente, gerando produtos de combustão a elevados níveis de pressão e
temperatura.
Expansão motora: neste evento, ocorre o deslocamento do pistão do PMS para PMI,
em função da expansão dos produtos de combustão no interior da câmara de
combustão. Vale ressaltar que se trata do único evento em que o motor gera potência
de eixo.
Blowdown: ao final do evento de expansão motora, ou seja, quando o pistão atinge o
PMI, tem-se a abertura da válvula de escape, promovendo uma descompressão rápida
da câmara de combustão e, consequentemente, expulsão parcial dos produtos de
combustão, o qual ocorre a volume constante.
Exaustão: o pistão, em movimento ascendente, retorna até o PMS com a válvula de
escape aberta, para que os produtos de combustão possam ser despejados para fora da
câmara de combustão e, com isso, finalizar o ciclo termodinâmico.
13
Figura 5. Eventos do ciclo de ignição por centelha ideal.
Fonte: Martins (2013).
Neste ciclo de funcionamento, é importante ressaltar que a potência gerada pelo motor
é controlada pelo nível de estrangulamento no coletor de admissão. Diante disso, existe uma
válvula neste coletor, a qual controla o fluxo mássico de ar que é admitida pelo motor e,
consequentemente, a fração de combustível que é induzida em conjunto com o ar atmosférico.
A Figura 6 ilustra o funcionamento de um motor de ignição por centelha com carga parcial.
Figura 6. Motor de ignição por centelha ideal operando com carga parcial.
Fonte: Martins (2013).
Além disso, nessa configuração, a relação de equivalência ar-combustível se mantém
constante ao longo de toda faixa de rotação e operação do motor. Conforme apresentado pela
Figura 6, é possível visualizar a diferença entre as pressões de admissão e exaustão, a qual
14
aumenta com o nível de estrangulamento. Quando o motor opera em carga máxima, a
tendência é uma aproximação entre as pressões descritas, pois o nível de estrangulamento será
mínimo, facilitando o escoamento do fluido para o interior do cilindro.
Por meio de uma análise termodinâmica, o ciclo de ignição por centelha ideal com
estrangulamento parcial, conforme visto na Figura 6, ocorre percorrendo os seguintes
processos:
7 → 1: admissão a pressão constante;
1 → 2: compressão isoentrópica;
2 → 3: combustão a volume constante;
3 → 4: expansão motora isoentrópica;
4 → 5: blowdown a volume constante;
5 → 6: exaustão a pressão constante.
Quando se analisa um ciclo real, todos os processos termodinâmicos envolvidos são
reais. Por isso, os eventos de admissão e exaustão ocorrem com variação de pressão, a
compressão e a expansão motora são irreversíveis e existe transferência de calor em ambos e,
por fim, a combustão não ocorre a volume constante, ou seja, não é instantânea. A Figura 7
apresenta o funcionamento de um ciclo de ignição por centelha real, operando com
estrangulamento parcial.
Figura 7. Motor de ignição por centelha real operando com carga parcial.
Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2004).
15
1.3. Ciclo de ignição por compressão - Diesel
O motor de ignição por compressão, também designado como motor de ciclo Diesel,
pois o mesmo foi desenvolvido por Rudolf Diesel. Este utiliza, basicamente, os mesmos
componentes que o motor de ignição por centelha (ciclo Otto), porém com algumas
particularidades em seus eventos, os quais serão detalhados abaixo:
Admissão: Neste evento a válvula de escape se encontra fechada, e a de admissão está
aberta, e com isso, motor admite apenas ar atmosférico para o interior do cilindro;
Compressão: as válvulas de admissão e escape estão fechadas, o ar admitido é
comprimido elevando sua pressão e temperatura significativamente;
Combustão - Expansão motora: o evento de combustão é a principal diferença entre o
ciclo Diesel e o Otto, pois o combustível é injetado no interior do cilindro em uma
pressão superior a do ar comprimido, ocasionando a combustão espontânea em contato
com o mesmo. Ocasionando o deslocamento do pistão, proveniente da expansão dos
produtos de combustão, gerando potência de eixo no motor;
Exaustão: a válvula de escape se abre liberando os gases provenientes da combustão,
finalizando o ciclo termodinâmico.
Figura 8. Eventos do ciclo de ignição por compressão ideal.
Fonte: Martins (2013).
A principal diferença entre o ciclo Diesel e o Otto está na fase de injeção de calor,
sendo no ciclo Diesel a pressão constante (Figura 9). O ciclo Diesel opera com elevada taxa
de compressão, para que no final do evento de compressão o ar admitido esteja a uma
temperatura alta o suficiente, para que o combustível injetado possa entrar em combustão.
16
Figura 9. Motor de ignição por compressão ideal.
Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2004).
A representação do gráfico, pressão por volume (p-V), do ciclo de ignição por
compressão ideal, conforme visto na Figura 9, ocorre percorrendo os seguintes processos:
6 → 1: admissão a pressão constante;
1 → 2: compressão isoentrópica;
2 → 3: combustão a pressão constante;
3 → 4: expansão motora isoentrópica;
4 → 5: blowdown a volume constante;
5 → 6: exaustão a pressão constante
Conforme citado acima, no ciclo Otto real, o ciclo Diesel real também apresenta
diferenças, comparado com o ciclo ideal. Por isso, os eventos de admissão e exaustão ocorrem
com variação de pressão, a compressão e a expansão motora são irreversíveis e existem
perdas por transferência de calor em ambos e, principalmente, a combustão não ocorre a
pressão constante. A Figura 10 apresenta o funcionamento de um ciclo de ignição por
compressão real.
17
Figura 10. Motor de ignição por compressão real.
Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2004).
1.4. Motores flex no Brasil
O primeiro carro flex a ser produzido no Brasil foi o modelo Gol da marca
Volkswagen em março de 2003, com um motor AP 1.6 8v, gerando uma potência de 97 cv
operando com gasolina e 99 cv com etanol hidratado. Essa inovação tecnológica permitiu ao
consumidor a flexibilidade de escolha do combustível na hora de abastecer o veículo.
O carro flex pode operar com etanol, gasolina ou mistura em qualquer proporção dos
dois combustíveis. De forma resumida o seu funcionamento se da através de uma Unidade de
Comando Eletrônica (ECU), que faz o gerenciamento do sistema de injeção eletrônica que
adapta o funcionamento do motor com o combustível utilizado. No Brasil já foram fabricados
mais de 20 milhões de carros flex desde o seu lançamento (CAR BLOG, 2014).
Figura 11. Primeiro carro flex produzido no país, Volkswagen Gol 1.6 (2003).
Fonte: Carros.uol (2013).
18
1.5. Proálcool
O Programa Nacional do Álcool, conhecido como Proálcool, criado em 1975 no
Brasil, com o objetivo de aumentar a produção do setor sucroenergético, expandindo a
produção de etanol anidro, para adiciona-lo a gasolina. Desta forma, diminuindo a
dependência por petróleo de outros países. O programa contribuiu para a instalação de novas
plantas produtoras de etanol, chegando a investir aproximadamente US$ 1,5 bilhões no setor
durante a sua primeira fase. Em sua segunda fase incentivou o desenvolvimento de veículos
operando com etanol hidratado gerando um aumento do consumo para fins automotivos
(RODRIGUES, 2012).
1.6. Etanol perspectivas no cenário brasileiro
O cenário atual brasileiro para o setor sucroalcooleiro é positivo, pois existem muitos
fatores que contribuem para esse pensamento, como a disposição de muitas terras aptas para o
plantio da cana de açúcar, o desenvolvimento de novas tecnologias e de novas técnicas,
aumentando consideravelmente o seu rendimento em termos de produção de etanol por
hectare, a necessidade de redução dos gases de efeito estufa e com a escalada do preço do
petróleo, o etanol tem sido muito competitivo frente à gasolina (NOVACANA, 2015).
1.7. Octanagem vs Cetanagem
A capacidade que o combustível tem de ser comprimido sem entrar em autoignição é
denominada octanagem, conhecida também como poder antidetonante. O índice de
octanagem é a característica mais importante dos combustíveis para motores de ignição por
centelha. Sendo indispensável o seu conhecimento para o dimensionamento dos parâmetros
geométricos do motor, principalmente a taxa de compressão do motor.
Desta forma, um combustível com alto índice de octanagem pode ser elevado a
maiores pressões e temperaturas, possibilitando uma maior eficiência ao queimar. Porém um
combustível com maior octanagem, não significa maior potência quando utilizado em um
19
motor, e sim que o motor foi projetado para operar com um alto índice de octanagem
(MARTINS, 2013).
A cetanagem é para os óleos combustíveis, o que a octanagem é para a gasolina e
éteres. O índice de cetano representa a capacidade de autoignição, uma das características
mais importante do óleo diesel, por exemplo. Pois, os motores de ignição por compressão
necessitam de combustíveis com facilidade de autoignição, para que os mesmos possam ser
injetados na câmara de combustão e, consequentemente, entrar em contato com o ar, a altos
níveis de temperatura e pressão, possibilitando o início da combustão.
20
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E OBJETIVOS
Neste capítulo será apresentada uma breve revisão dos trabalhos diversos realizados
nos últimos anos relacionados às análises termodinâmicas dos motores de combustão interna.
Sendo de suma importância para a realização deste trabalho.
Carvalho (2011) estudou um motor de combustão interna ciclo Otto, 1,4 L de volume
e potência máxima de 77,2 kW, utilizando diversos tipos de combustíveis, abordando suas
principais características, as emissões veiculares e fatores que contribuem no desempenho,
rendimento e emissões do motor. Utilizando conceitos da termodinâmica como entropia,
irreversibilidades, exergia e a aplicação da 1ª e 2ª Lei da Termodinâmica em motores de
combustão interna. Através de ensaios experimentais executados em um dinamômetro de
bancada, comparando os resultados de desempenho (torque e potência), consumo de
combustível, eficiências e emissões entre etanol, gasolina, misturas gasolina/etanol e Gás
Natural Veicular. Analisando os resultados de desempenho, o combustível que proporcionou
os maiores valores de torque e potência ao motor foi o etanol anidro, aumentando também o
desempenho e eficiência da gasolina conforme o aumento do seu percentual. O Gás Natural
Veicular apresentou a maior eficiência comparada aos outros combustíveis, porém com
desempenho inferior aos demais. Destacando assim o etanol pelos bons resultados de
desempenho e rendimento, e pelo ponto de vista ambiental, sendo sua fonte de origem
renovável.
Melo (2012), analisou experimental e numericamente um motor flex fuel para o estudo
da influência da adição de diferentes teores de etanol hidratado à gasolina no desempenho do
motor. Realizando ensaios de desempenho, emissões e de medição da pressão na câmara de
combustão em um banco de provas de motor, utilizando os dados experimentais para validar
um modelo computacional que gera curvas de pressão na câmara de combustão em função do
ângulo de manivelas e valores de emissões de alguns poluentes, usando as equações de
cinética química para simulação dos poluentes e equação de Wiebe de duas zonas para
estimativa da fração de massa de combustível queimado. Contribuindo para estudos de
melhoria da eficiência e de redução de emissões em veículos com tecnologia flex fuel. Na área
de simulação há contribuições na avaliação das limitações do modelo de Wiebe de duas zonas
e dos mecanismos de cinética química conhecidos para uso na simulação de emissões com o
uso de combustíveis contendo misturas de gasolina e etanol.
21
Segundo Lanzanova (2013) uma forma ecologicamente correta de gerenciar os
recursos energéticos disponíveis e minimizar as emissões de gases de efeito estufa é a
utilização de biocombustíveis no lugar de combustíveis de origem fóssil em motores de
combustão interna. Contudo, o preço elevado dos biocombustíveis podem limitar o
crescimento e a viabilização do seu uso. Para alcançar misturas com mais de 80% de etanol
em água o valor da produção aumenta consideravelmente. Seria mais viável caso misturas de
etanol com alto percentual de água, pudessem ser utilizados em motores de combustão interna
com sucesso. Sendo assim, analisou através de simulações computacionais e experimentais o
desempenho de um motor de ignição por centelha monocilíndrica de 0,668L, naturalmente
aspirado, com razão de compressão de 19:1 e injeção direta em pré-câmara, ciclo Diesel,
alterado para operar em ciclo Otto, com injeção de combustível na porta e razão de
compressão de 12:1, operando com etanol em vários níveis de hidratação. Foram realizados
testes em dinamômetro com o etanol hidratado comercial com 95% etanol e 5% água e
misturas com percentuais de hidratação de até 60% etanol e 40% água, e utilizando um
software de volumes finitos unidimensionais para análise da combustão obteve valores
satisfatórios com misturas de até 40% de água, e aumento da eficiência térmica com misturas
de até 30% de água.
Rodrigues (2014) estudou downsizing com o objetivo de apresentar soluções
tecnológicas utilizadas em motores de combustão interna, buscando elevar a eficiência
energética, diminuindo o consumo de combustível e emissão de gases poluentes, através de
simulação computacional e testes com dinamômetro. Comparando os resultados de consumo e
emissões dos propulsores originais, e com a solução elaborada, evidenciando as vantagens em
relação à sua aplicação. As tecnologias apresentadas tendo impacto direto na aplicação do
conceito de downsizing (redução do tamanho dos motores), pois quando aplicadas se mantém
a potência em um propulsor menor comparado a outro de maior cilindrada, reduzindo a
emissão de gases poluentes e consumo de combustível. Apresentando as soluções:
sobrealimentação, taxa de compressão variável, injeção direta e coletor de admissão variável.
Wang et. al (2015), realizaram experiências comparativas em um motor de combustão
interna a gasolina com injeção na porta, utilizando gasolina com 10% de etanol hidratado
(E10W), gasolina com 10% etanol anidro (E10) e gasolina pura (E0). Analisando
criteriosamente os efeitos das cargas do motor e as adições de etanol e água na combustão e as
características dos gases emitidos. De acordo com os resultados experimentais, em
comparação com E0, E10W apresentou maior pressão nos cilindros à carga elevada. Foram
22
observados aumentos no calor de pico para o combustível E10W em todas as condições de
funcionamento. O uso do E10W aumentou as emissões de NOX em uma larga faixa de
rotação. Contudo, em condições de baixa rotação, E10W reduziu HC, CO e emissões de CO2
significativamente. E10W também produzido ligeiramente menos emissões de HC e CO,
enquanto que as emissões de CO2 não foram significativamente afetadas em alta rotação.
Comparado com E10, E10W apresentou maior pico de pressão nos cilindros e injeção de calor
de pico nas condições operacionais testados. Além disso, diminui as emissões de NOx,
observadas para o E10W de 5 Nm a 100 Nm, enquanto o HC, CO e as emissões de CO2 foram
ligeiramente maiores em condições de carga baixa e média. Desta forma, concluíram que o
combustível E10W pode ser considerado como um combustível alternativo em potencial para
aplicações nos motores a gasolina.
2.2 Objetivos
O presente trabalho tem por objetivo a otimização do funcionamento de um motor, o
qual foi concebido originalmente para operar com gasolina e etanol (flex), operando apenas
com etanol hidratado. Para isso, propõe-se a análise dos parâmetros dinâmicos (relação ar-
combustível, avanço de ignição) e geométricos (razão de compressão, tempo de válvulas) do
motor, visando alcançar maiores níveis de torque, potência e menor consumo específico de
combustível. Para este fim, utilizou-se o software Diesel-RK.
23
3. METOLOGIA
Neste capítulo será apresentada toda a metodologia utilizada para o desenvolvimento
do trabalho. Sendo assim, serão apresentadas informações sobre o software utilizado,
características do motor flex e dos combustíveis utilizados para as análises, assim como os
passos executados para obtenção dos resultados.
3.1. Diesel-RK
O desenvolvimento do software DIESEL-RK foi iniciado em 1981, no Departamento
de Motores de Combustão de Interna de Bauman MSTU (Moscow State Technical
University).
Desde o seu início, o software foi concebido como uma ferramenta de pesquisa à
otimização e, portanto, apresenta ênfase com relação ao aumento da velocidade operacional e
adequação dos modelos matemáticos e algoritmos aplicados para a solução de problemas
relacionados às simulações de motores de combustão interna.
Corresponde a um software completo de simulação do ciclo termodinâmico de um
motor. Foi projetado para simular e otimizar motores de combustão interna de dois e quatro
cursos. O programa pode ser utilizado para modelar os seguintes tipos de motores:
motores do ciclo de ignição por compressão (CI) de dois ou quatro cursos, que
apresentam injeção direta e também os que apresentam pré-câmara (PCCI),
movidos a diesel e a biocombustíveis.
motores do ciclo de ignição por centelha (SI) de dois ou quatro cursos, movidos à
gasolina e a biocombustíveis como o etanol.
motores a gás SI, incluindo sistemas de pré-câmara, e motores alimentados por
diferentes gases: metano, propano, butano, biogás, gás oriundo da pirólise de
madeira, gás de síntese, entre outros.
capacidade de simular o processo de lavagem em motores de dois cursos.
possibilidade de simulação de motores de vários designs de disposição dos
cilindros, tais como, em linha, em V, opostos e radial.
24
3.2. Parâmetros do motor
A proposta de simulação do motor CCRA (Total flex), utilizado em alguns modelos de
veículos da marca Volkswagen®, cujos principais parâmetros geométricos e de funcionamento
foram obtidos através de um sistema de informações técnicas da Volkswagen, os quais
seguem apresentados por meio da Tabela 1.
Tabela 1. Características geométricas e operacionais do motor.
Parâmetros Informação
Tipo do motor Motor SI de 4 cursos
Número de cilindros 4
Número de válvulas no cabeçote 8
Geometria do motor Linha
Sistema de arrefecimento Líquido
Cilindrada 1598 cm3
Potência (Gasolina) 74,0 kW a 5250 rpm
Potência (Etanol) 76,0 kW a 5250 rpm
Torque (Gasolina) 151,0 Nm a 2500 rpm
Torque (Etanol) 153,0 Nm a 2500 rpm
Diâmetro Ø76,5 mm
Curso 86,9 mm
Taxa de compressão 12,0:1
Combustível Bicombustível (Gasolina tipo C / Etanol)
Fonte: Ficha técnica da Volkswagen.
3.3. Dados dos combustíveis
Nesta seção serão apresentadas a composição química e as principais características
dos combustíveis utilizados no decorrer das análises. Diante disso, as Tabelas 3 e 4
apresentam, respectivamente, as informações a respeito da gasolina e etanol hidratado.
Resaltando que os dados da gasolina utilizada neste trabalho são da própria biblioteca do
software.
25
Tabela 2. Características da gasolina.
Parâmetros Valor
Percentual mássico de carbono 85,5 %
Percentual mássico de hidrogênio 14,5 %
Percentual mássico de oxigênio 0 %
Poder calorífico inferior 44 MJ/kg
Densidade 720 kg/m3
Massa molecular 115 kg/kmol
Octanagem 95 octanas
Fonte: Diesel-RK (2015).
Tabela 3. Características do etanol hidratado.
Parâmetros Valor
Percentual mássico de carbono 52,9 %
Percentual mássico de hidrogênio 11,6 %
Percentual mássico de oxigênio 35,5 %
Poder calorífico inferior 25 MJ/kg
Densidade 810 kg/m3
Massa molecular 46 kg/kmol
Octanagem 110 octanas
Fonte: Próprio autor.
3.4. Procedimentos
Para o desenvolvimento do trabalho, foi desenvolvida uma metodologia para alcançar,
de modo satisfatório, a otimização do motor em questão. Diante disso, foi proposta a seguinte
ordem de execução:
I. Listagem de variáveis a serem otimizadas no passo em questão;
II. Fixadas as condições iniciais, realizar uma simulação ICE antes de qualquer outra
simulação (Figura 12);
III. Escolher uma das variáveis listadas no item I para ser escaneada (Figuras 13 e 14);
IV. Depois do escaneamento, plotar os gráficos da variável em questão pelo torque
gerado e pela octanagem (Figura 15);
26
V. Definir o valor para a variável onde o torque é máximo, respeitando sempre o
requisito de octanagem imposto pelo combustível;
VI. Atualizar o valor determinado nos parâmetros iniciais do software, antes da
próxima simulação (Figura 16);
VII. Repetir as etapas III, IV, V e VI, até que todas as variáveis listadas no item I sejam
escaneadas;
VIII. Fixadas as novas variáveis, realizar outra simulação ICE e compará-la com o valor
obtido na etapa II (Figura 17);
IX. Caso o torque tenha aumentado em mais de 5%, repetir mais uma vez o
procedimento geral de otimização de variáveis, de acordo com etapas, III, IV, V,
VI, VII e VIII, com a finalidade de refinar os parâmetros operacionais;
X. Comparar o novo valor do torque com o da última simulação ICE.
Desta forma, neste trabalho foi feita a listagem das seguintes variáveis, conforme
Tabela 4. Ressaltando que para os modos ICE 0 e ICE I foram utilizados os parâmetros
geométricos originais e, com isso, foram atribuídos os valores apenas para o avanço de
ignição (θi) e a relação de equivalência ar-combustível (lambda), buscando alcançar o torque
máximo do motor operando, respectivamente, com gasolina ou etanol, conforme informado
na Tabela 1.
Tabela 4. Listagem das variáveis a serem otimizadas.
Variável Definição
rc razão de compressão
IVO abertura da válvula de admissão
IVC fechamento da válvula de escape
EVO abertura da válvula de escape
EVC fechamento da válvula de escape
λ relação de equivalência ar-combustível
θi avanço de ignição
Fonte: próprio autor.
No modo ICE simulation, conforme ilustrado na Figura 12, a partir dos dados
inseridos no software é feita simulação, retornando os resultados alcançados e suas principais
configurações, obtendo assim um ponto de partida antes do escaneamento das variáveis.
27
Figura 12. Simulação ICE.
Fonte: Diesel-RK (2015).
Após realizar a ICE simulation e obter um ponto de partida, inicia-se o escaneamento
das variáveis, como exemplificado na Figura 13, foi escolhido a variável lambda (relação de
equivalência ar-combustível), e inserido os valores de mínimo e máximo. Feito isso, foi
realizada a simulação no modo Scanning, conforme Figura 14.
Figura 13. Escolha da variável para ser escaneada.
Fonte: Diesel-RK (2015).
28
Figura 14. Escaneamento.
Fonte: Diesel-RK (2015).
Realizado o modo Scanning, apertar as teclas Ctrl+5, para abrir uma nova interface do
software, onde será realizada a plotagem dos gráficos em função do torque e requisito de
octanagem, conforme Figura 15. Após a plotagem dos gráficos observa-se em qual valor da
variável obtém-se o máximo torque, atentando sempre para não ultrapassar o requisito de
octanagem. No exemplo o valor de lambda para alcançar o máximo torque de 99,7 Nm com
61,8 octanas, está entre o intervalo de 0,73 a 0,74, sendo de aproximadamente 0,734, valor
que respeita o requisito de octanagem, que nesse caso era de 110 octanas para o etanol
hidratado.
Figura 15. Plotagem dos gráficos em função do torque e octanagem do combustível.
Fonte: Diesel-RK (2015).
29
Sendo assim, é feito a atualização dos parâmetros inicialmente determinados no
software com o novo valor da variável, conforme Figura 16. Desta forma, é realizado outro
ICE simulation para a comparação dos resultados, avaliando se houve otimização.
Figura 16. Alteração da variável escaneada.
Fonte: Diesel-RK (2015).
Nos resultados (Figura 17), é possível fazer avaliação de diversos parâmetros como
exemplo, torque, potência, eficiências, consumo, emissões, avanço de ignição, tempo de
válvulas, razão de compressão entre outros.
Figura 17. Resultados obtidos através do modo ICE.
Fonte: Diesel-RK (2015).
30
4. RESULTADOS E DISCUSSÃO
Neste capítulo serão apresentados os resultados obtidos no decorrer do presente
trabalho. Sendo estes, apresentados por meio de tabelas e gráficos, para melhor representação.
As variáveis seguem apresentadas em função do modo de operação do motor, levando em
consideração o combustível aplicado e a faixa de rotação analisada.
A Tabela 5 apresenta os resultados obtidos através do software Diesel-RK,
comparando os valores das variáveis listadas, em várias configurações do motor, as quais
foram alcançadas para a rotação nominal de 2.500 rpm, na qual, teoricamente, se enxerga o
torque máximo do motor.
Estes resultados são de extrema importância, pois, é possível evidenciar a melhoria no
desempenho do motor após a otimização das variáveis, por meio da elevação do torque e,
consequentemente potência, aliados à redução do consumo específico de combustível e outros
parâmetros como podem ser visualizados no decorrer deste capítulo.
Tabela 5. Resultados das variáveis a rotação nominal de 2500 rpm.
ICE 0 ICE I ICE II ICE III
Torque [N m] 151,35 150,59 167,36 168,14
Potência [kW] 39,62 39,42 43,81 44,02
Consumo específico de combustível [kg/kWh] 0,27 0,50 0,49 0,48
Lambda (relação de equivalência ar-combustível) 0,78 0,71 0,70 0,71
Avanço de ignição (θi) 9,00 11,00 8,00 7,00
Requisitos de octanagem [octanas] 94,96 95,52 105,18 103,93
Redução específica de emissão de NOx [g/kWh] 1,11 0,00 0,00 0,00
bmep [bar] 11,90 11,84 13,16 13,22
Fonte: Próprio autor.
Sendo,
ICE 0: Parâmetros originais do motor operando com gasolina;
ICE I: Parâmetros originais do motor operando com etanol;
ICE II: Parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (1ª iteração);
ICE III: Parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (2ª iteração).
Após obter o torque máximo para todas as configurações do motor, sempre
respeitando os requisitos de octanagem dos respectivos combustíveis, foram feitas iterações
31
para alcançar os valores de todas as variáveis, em função da rotação, com um passo de 1.000
rpm, conforme apresentado na Tabela 6.
Tabela 6. Resultados das variáveis em função da rotação.
Rotação [rpm]
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
Torque
[N.m]
ICE 0 132,06 150,75 151,76 149,55 126,17 114,11 94,89 69,240
ICE I 135,24 151,11 150,59 145,72 122,54 110,18 88,317 62,452
ICE II 139,34 164,04 173,14 174,99 161,39 148,66 125,9 95,502
ICE III 140,54 164,26 172,95 172,14 157,77 146,28 123,03 93,313
Potência
[kW]
ICE 0 13,828 31,571 47,673 62,639 66,059 71,694 69,553 58,002
ICE I 14,161 31,647 47,305 61,035 64,157 69,225 64,735 52,316
ICE II 14,591 34,353 54,389 73,295 84,497 93,401 92,283 80,001
ICE III 14,717 34,401 54,33 72,101 82,6 91,906 90,178 78,168
Consumo
Específico
[kg/kWh]
ICE 0 0,330 0,273 0,267 0,271 0,283 0,299 0,328 0,375
ICE I 0,548 0,505 0,502 0,513 0,537 0,551 0,633 0,738
ICE II 0,549 0,487 0,476 0,478 0,489 0,503 0,535 0,591
ICE III 0,540 0,488 0,477 0,480 0,492 0,507 0,540 0,605
Lambda
[λ]
ICE 0 0,72 0,78 0,78 0,78 0,78 0,78 0,78 0,78
ICE I 0,71 0,71 0,71 0,71 0,71 0,74 0,71 0,71
ICE II 0,7 0,71 0,71 0,71 0,71 0,72 0,73 0,74
ICE III 0,71 0,71 0,71 0,71 0,71 0,72 0,73 0,73
Theta_i
[θi]
ICE 0 -7 4 12 14 16 19 21 26
ICE I 4 9 14 17 18 19 24 26
ICE II -2 6 8 11 13 15 16 21
ICE III -2 6 9 11 13 14 16 19
Requisito de
Octanagem
[octanas]
ICE 0 94,482 94,189 94,701 90,489 79,667 77,336 71,771 66,259
ICE I 107,74 99,201 95,336 91,946 79,555 75,127 71,429 61,755
ICE II 108,7 108,08 101,97 100,15 92,954 89,013 81,314 76,268
ICE III 109,19 108,17 103,82 99,093 91,594 86,524 80,093 71,956
NOx
[g/kWh]
ICE 0 0,2130 0,8809 1,1482 1,0643 0,9216 0,9665 0,9014 0,8568
ICE I 3,9E-04 7,5E-04 0,0014 0,0018 9,7E-04 0,0034 8,9E-04 7,9E-04
ICE II 1,6E-04 NaN 0,0035 0,0067 0,0070 0,0130 0,0178 0,0308
ICE III 2,9E-04 0,0018 0,0044 0,0067 0,0072 0,0118 0,0187 0,0178
bmep
[bar]
ICE 0 10,386 11,856 11,935 11,762 9,9231 8,9747 7,4629 5,4455
ICE I 10,636 11,885 11,843 11,461 9,6375 8,6656 6,946 4,9117
ICE II 10,959 12,901 13,617 13,763 12,693 11,692 9,9018 7,511
ICE III 11,053 12,919 13,602 13,539 12,408 11,505 9,6759 7,3389
Fonte: Próprio autor.
32
Em termos de valores para comparação e discussão, os principais resultados são: ICE
I, ICE II e ICE III. Para melhor compreensão e visualização dos resultados, as Figuras de 18 a
22 apresentam, respectivamente, o comportamento do torque, potência, consumo específico
de combustível e emissões de NOx, todos traçados em função dos modos de operação e da
faixa de rotação analisada. Adicionalmente, o software Excel® foi empregado para a plotagem
dos gráficos.
Figura 18. Torque em função da rotação para diversas configurações.
Fonte: Próprio autor.
Figura 19. Potência em função da rotação para diversas configurações.
Fonte: Próprio autor.
50
70
90
110
130
150
170
190
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
To
rqu
e [N
m]
Rotação [rpm]
ICE 0
ICE I
ICE II
ICE III
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
Po
tên
cia
[k
W]
Rotação [rpm]
ICE 0
ICE I
ICE II
ICE III
33
Figura 20. Consumo específico em função da rotação para diversas configurações.
Fonte: Próprio autor.
Conforme esperado, após a otimização das variáveis, foi avaliado um salto em termos
de torque e potência, comparando os modos ICE I e ICE II, conforme ilustrado nas Figuras 18
e 19. Além disso, observou-se uma melhoria com relação ao consumo específico do motor,
conforme ilustrado pela Figura 20.
Diante disso, no modo ICE II, o motor otimizado gerou um torque máximo de 174,99
Nm a 4.000 rpm, enquanto que no modo ICE I se alcançou um torque máximo de 151,11 Nm
a 2.000 rpm. Em termos percentuais, a otimização proporcionou um aumento de 15,8% no
valor do torque máximo.
Em termos de potência máxima, foi possível alcançar 93,401 kW com o motor
otimizado e 69,225 kW com motor original, resultando em um ganho percentual de 34,9% na
potência máxima desenvolvida pelo propulsor.
O consumo específico de combustível diminuiu, fazendo uma comparação do ICE I
com o ICE II, por consequência do aumento do torque e potência, desta forma gerando uma
melhor autonomia do motor. Em função dos dados obtidos, tem-se uma redução na ordem de
5,18%.
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
Co
nsu
mo
Esp
ecíf
ico
[k
g/k
Wh
]
Rotação [rpm]
ICE 0
ICE I
ICE II
ICE III
34
Figura 21. Emissão de NOx em função da rotação para diversas configurações.
Fonte: Próprio autor.
Figura 22. Gráfico aproximado para melhor visualização dos níveis de NOx.
Fonte: Próprio autor.
A Figura 21 ilustra os níveis de emissão de NOx, evidenciando os maiores níveis de
emissão da gasolina, se comparado ao etanol. Por outro lado, A Figura 22, se trata de uma
aproximação da Figura 21, a fim de se facilitar a visualização das emissões de NOx, nos
modos em que se opera com etanol. O aumento nas emissões do motor otimizado, quando
comparado ao motor original operando com etanol, se deve ao aumento da taxa de
0,0000
0,2000
0,4000
0,6000
0,8000
1,0000
1,2000
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
NO
x[g
/kW
h]
Rotação [rpm]
ICE 0
ICE I
ICE II
ICE III
0,00000
0,00500
0,01000
0,01500
0,02000
0,02500
0,03000
0,03500
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000
NO
x[g
/kW
h]
Rotação [rpm]
ICE I
ICE II
ICE III
35
compressão, que proporciona um aumento dos níveis de pressão e temperatura no interior da
câmara de combustão, ocasionando uma maior emissão de NOx.
36
5. CONCLUSÃO
Neste trabalho, desenvolveu-se uma análise numérica do funcionamento de um motor
de ignição por centelha flex fuel, buscando a otimização dos parâmetros dinâmicos e
geométricos para se alcançar um melhor desempenho do motor operando apenas com etanol
hidratado.
Para a obtenção dos resultados, foi utilizado o software Diesel-RK, desenvolvido para
realizar uma completa análise termodinâmica em motores de combustão interna,
contemplando suas diversas configurações geométricas e de funcionamento.
Após a análise das variáveis do motor, pode-se concluir que é possível realizar a
otimização de vários parâmetros, como os tempos de válvula, avanço de ignição, relação de
equivalência ar-combustível e razão de compressão.
Diante disso, comparando a operação com etanol nas configurações original e
otimizada, se alcançou um aumento de 15,8% no torque e, consequentemente, uma elevação
de 34,9% na potência de eixo. Adicionalmente, tem-se uma redução de 5,18% no consumo
específico de combustível.
Por fim, se conclui que uma opção para alcançar maior desempenho nos motores é a
fabricação de modelos que funcionam apenas com um combustível, ou seja, apenas gasolina
ou apenas etanol, para então realizar a otimização dos seus parâmetros e alcançar maior
eficiência.
37
6. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
CARRO FLEX NO BRASIL. Carros. Disponível em: <http://www.car.blog.br/2004/03/vw-
gol-total-flex-e-o-primeiro-carro-bi.html>. Acesso em: 04 de dezembro 2015.
CARVALHO, M. A. S. de. Avaliação de um motor de combustão interna ciclo Otto
utilizando diferentes tipos de combustíveis. 2011. 168 p. Dissertação (Pós-Graduação).
Escola Politécnica, Universidade Estadual da Bahia, Salvador, BA.
ETANOL NO BRASIL. Cana de açúcar. Disponível em:
<http://www.novacana.com/etanol/perspectivas-mercado-combustiveis-veiculos-leves/>.
Acesso em: 06 de dezembro 2015.
GOL FLEX. Carros. Disponível em: <http://carros.uol.com.br/album/2013/06/11/dez-anos-
de-carros-flex-no-brasil.htm>. Acesso em: 04 de dezembro 2015.
LANZANOVA, T. D. M. Avaliação numérica e experimental de um motor Otto
operando com etanol hidratado. 2013. 115 p. Dissertação (Pós-Graduação). Escola de
Engenharia, Universidade Federal do Rio Grande do sul, Rio Grande do Sul, RS.
MARTINS, Jorge. Motores de combustão interna. 4. Ed. Porto. Publindústria, edições
técnicas, 2013. 480p.
MELO, T. C. C. de. Análise experimental e simulação computacional de um motor flex
operando com diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina. 2012. 201p.
Doutorado (Pós-Graduação). UFRJ/COPPE, Rio de Janeiro, RJ.
PULKRABEK, W. W. Engineering fundamentals of the internal combustion engine. 2ª
Ed.. 478 p.
38
RODRIGUES, B. R. Estoques reguladores de etanol combustível frente à introdução dos
veículos flex fuel na frota nacional. 2012. 110 p. Mestrado (Pós-Graduação). UFRJ/COPPE,
Rio de Janeiro, RJ.
RODRIGUES, T. de M. “Downsizing” em motores de combustão interna: uma
abordagem de inovação tecnológica. 2014. 64 p.(Pós-Graduação). CEUN/IMT, São Caetano
do Sul, SP.
WANG, X. et. al. The effects of hydrous ethanol gasoline on combustion and emission
characteristics of a port injection gasoline engine. 2015. 8 p. ScienceDirect.
39
APÊNDICES
Segue os resultados das simulações ICE 0, ICE I, ICE II e ICE III por completo
utilizados na Tabela 5.
ICE 0: Parâmetros originais do motor operando com gasolina.
2015-12-11 13-51-55 "Motor CCRA 1.6 -"
Mode: #1 :: "RPM=2500, PR=2.00 ";
Title: "A/F ratio is settled"
www.diesel-rk.bmstu.ru
Fuel: Gasolina
----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ----------------
2500.0 - RPM - Engine Speed, rev/min
39.620 - P_eng - Piston Engine Power, kW
11.903 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar
151.35 - Torque - Brake Torque, N m
0.03529 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g
0.26724 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh
0.30616 - Eta_f - Efficiency of piston engine
13.551 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar
0.34853 - Eta_i - Indicated Efficiency
1.3820 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar
0.87842 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine
--------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ----------------------
1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar
288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K
1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine)
0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar
------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE -------------------
0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar
288.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K
0.03441 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s
0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency
1.0420 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar
907.48 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K
0.03709 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s
0.78000 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio
1.2820 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio
-0.26556 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar
0.90211 - Eta_v - Volumetric Efficiency
0.05411 - x_r - Residual Gas Mass Fraction
1.0001 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v)
0.61346 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, %
0.69716 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings
--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------
0.97323 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar
297.06 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K
347.06 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K
99.063 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K)
40
101.14 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K)
-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------
1.0400 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar
907.05 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K
35.583 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s
32.167 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)
806.03 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
152.15 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)
477.21 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K)
---------------------------- COMBUSTION -----------------------------
0.78000 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder
1.2821 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder
60.496 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar
2545.1 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K
21.000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC
30.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC
2.0173 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg.
9.0000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC
0.12600 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg.
51.000 - Phi_z - Combustion duration, deg.
2.2089 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder
94.960 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit)
------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ----------------------
294.18 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm
1.1125 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich)
0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh
------------------------- CYLINDER PARAMETERS -----------------------
1.0841 - p_ivc - Pressure at IVC, bar
341.86 - T_ivc - Temperature at IVC, K
26.773 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar
746.22 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K
5.0147 - p_evo - Pressure at EVO, bar
1420.0 - T_evo - Temperaure at EVO, K
------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER --------------------
1330.3 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K
526.27 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K
456.56 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K
413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K
422.71 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K
402.10 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface
head of Cylinder Head, K
386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K
12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K)
from head cooled surface to coolant
2195.2 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s
2113.3 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s
2359.6 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s
--------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS -----------------
12.000 - CR - Compression Ratio
33.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC
-8.0000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC
-9.0000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC
34.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC
____________________
41
Versions: Kernel 24.09.08; RK-model Not used; NOx-model 5.06.08
ICE I: Parâmetros originais do motor operando com etanol.
2015-12-11 15-23-58 "Motor CCRA 1.6 -"
Mode: #1 :: "RPM=2500, PR=2.00 ";
Title: "A/F ratio is settled"
www.diesel-rk.bmstu.ru
Fuel: Ethanol
----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ----------------
2500.0 - RPM - Engine Speed, rev/min
39.421 - P_eng - Piston Engine Power, kW
11.843 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar
150.59 - Torque - Brake Torque, N m
0.06595 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g
0.50187 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh
0.28693 - Eta_f - Efficiency of piston engine
13.520 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar
0.32756 - Eta_i - Indicated Efficiency
1.3992 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar
0.87596 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine
--------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ----------------------
1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar
288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K
1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine)
0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar
------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE -------------------
0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar
288.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K
0.03375 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s
0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency
1.0419 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar
843.88 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K
0.03898 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s
0.71010 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio
1.4082 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio
-0.27786 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar
0.94063 - Eta_v - Volumetric Efficiency
0.05542 - x_r - Residual Gas Mass Fraction
1.0001 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v)
0.69720 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, %
0.68951 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings
--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------
0.97249 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar
297.27 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K
347.27 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K
101.80 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K)
105.22 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K)
-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------
1.0398 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar
843.46 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K
42
35.304 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s
31.019 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)
754.26 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
155.80 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)
488.65 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K)
---------------------------- COMBUSTION -----------------------------
0.71000 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder
1.4085 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder
63.460 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar
2356.6 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K
18.000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC
28.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC
2.1888 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg.
11.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC
0.12600 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg.
54.000 - Phi_z - Combustion duration, deg.
2.0530 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder
95.515 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit)
------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ----------------------
0.23897 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm
0.96069E-03 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich)
0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh
------------------------- CYLINDER PARAMETERS -----------------------
1.0922 - p_ivc - Pressure at IVC, bar
329.28 - T_ivc - Temperature at IVC, K
27.017 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar
719.86 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K
4.9170 - p_evo - Pressure at EVO, bar
1298.9 - T_evo - Temperaure at EVO, K
------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER --------------------
1264.5 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K
550.47 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K
454.70 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K
413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K
421.04 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K
400.71 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface
head of Cylinder Head, K
386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K
12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K)
from head cooled surface to coolant
2133.9 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s
2048.8 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s
2110.5 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s
--------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS -----------------
12.000 - CR - Compression Ratio
33.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC
-8.0000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC
-9.0000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC
34.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC
____________________
Versions: Kernel 24.09.08; RK-model Not used; NOx-model 5.06.08
43
ICE II: Parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (1ª iteração).
2015-12-11 16-04-28 "Motor CCRA 1.6 -"
Mode: #1 :: "RPM=2500, PR=2.00 ";
Title: "A/F ratio is settled"
www.diesel-rk.bmstu.ru
Fuel: Ethanol
----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ----------------
2500.0 - RPM - Engine Speed, rev/min
43.813 - P_eng - Piston Engine Power, kW
13.163 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar
167.36 - Torque - Brake Torque, N m
0.07107 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g
0.48663 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh
0.29591 - Eta_f - Efficiency of piston engine
14.801 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar
0.33275 - Eta_i - Indicated Efficiency
1.5037 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar
0.88930 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine
--------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ----------------------
1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar
288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K
1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine)
0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar
------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE -------------------
0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar
288.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K
0.03585 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s
0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency
1.0425 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar
800.46 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K
0.04147 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s
0.69997 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio
1.4286 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio
-0.13485 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar
1.0002 - Eta_v - Volumetric Efficiency
0.03021 - x_r - Residual Gas Mass Fraction
1.0001 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v)
0.53566 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, %
0.72978 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings
--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------
0.97373 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar
295.71 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K
345.71 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K
106.63 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K)
93.578 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K)
-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------
1.0403 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar
800.03 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K
35.782 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s
33.894 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)
718.95 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
160.65 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)
503.87 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K)
44
---------------------------- COMBUSTION -----------------------------
0.70000 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder
1.4286 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder
79.011 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar
2295.3 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K
16.000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC
27.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC
2.9833 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg.
8.0000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC
0.12600 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg.
54.000 - Phi_z - Combustion duration, deg.
1.5573 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder
105.18 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit)
------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ----------------------
0.49251 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm
0.00184 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich)
0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh
------------------------- CYLINDER PARAMETERS -----------------------
1.0602 - p_ivc - Pressure at IVC, bar
312.31 - T_ivc - Temperature at IVC, K
36.484 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar
740.57 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K
5.1482 - p_evo - Pressure at EVO, bar
1250.4 - T_evo - Temperaure at EVO, K
------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER --------------------
1274.3 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K
623.13 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K
463.17 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K
413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K
428.86 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K
406.07 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface
head of Cylinder Head, K
386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K
12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K)
from head cooled surface to coolant
2421.3 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s
2323.0 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s
2059.3 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s
--------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS -----------------
15.000 - CR - Compression Ratio
40.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC
10.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC
18.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC
25.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC
____________________
Versions: Kernel 24.09.08; RK-model Not used; NOx-model 5.06.08
45
ICE III: Parâmetros otimizados do motor operando com etanol hidratado (2ª iteração).
2015-12-11 18-11-48 "Motor CCRA 1.6 -"
Mode: #1 :: "RPM=2500, PR=2.00 ";
Title: "A/F ratio is settled"
www.diesel-rk.bmstu.ru
Fuel: Ethanol
----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ----------------
2500.0 - RPM - Engine Speed, rev/min
44.016 - P_eng - Piston Engine Power, kW
13.224 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar
168.14 - Torque - Brake Torque, N m
0.07042 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g
0.47995 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh
0.30003 - Eta_f - Efficiency of piston engine
14.881 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar
0.33762 - Eta_i - Indicated Efficiency
1.4994 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar
0.88865 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine
--------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ----------------------
1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar
288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K
1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine)
0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar
------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE -------------------
0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar
288.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K
0.03603 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s
0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency
1.0424 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar
809.76 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K
0.04160 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s
0.70990 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio
1.4087 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio
-0.15751 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar
1.0043 - Eta_v - Volumetric Efficiency
0.02831 - x_r - Residual Gas Mass Fraction
1.0001 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v)
0.26806 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, %
0.72596 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings
--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------
0.97378 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar
294.71 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K
344.71 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K
107.28 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K)
94.843 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K)
-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------
1.0402 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar
809.32 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K
36.281 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s
33.793 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)
726.42 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
46
161.09 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)
505.25 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K)
---------------------------- COMBUSTION -----------------------------
0.71000 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder
1.4085 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder
76.731 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar
2307.6 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K
17.000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC
29.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC
2.8083 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg.
7.0000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC
0.12600 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg.
54.000 - Phi_z - Combustion duration, deg.
1.5613 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder
103.93 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit)
------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ----------------------
0.65393 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm
0.00244 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich)
0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh
------------------------- CYLINDER PARAMETERS -----------------------
1.0456 - p_ivc - Pressure at IVC, bar
310.31 - T_ivc - Temperature at IVC, K
36.548 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar
740.58 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K
5.1079 - p_evo - Pressure at EVO, bar
1262.7 - T_evo - Temperaure at EVO, K
------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER --------------------
1270.7 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K
614.03 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K
462.00 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K
413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K
427.71 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K
405.33 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface
head of Cylinder Head, K
386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K
12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K)
from head cooled surface to coolant
2379.0 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s
2282.2 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s
2131.8 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s
--------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS -----------------
15.000 - CR - Compression Ratio
36.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC
12.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC
16.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC
21.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC
____________________
Versions: Kernel 24.09.08; RK-model Not used; NOx-model 5.06.08
top related