silva abril2012 final

1

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RECÔNCAVO DA BAHIA

CENTRO DE CIÊNCIAS EXATAS E TECNOLÓGICAS

BACHARELADO EM CIÊNCIAS EXATAS E TECNOLÓGICAS

ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM MOTOR DE

IGNIÇÃO POR CENTELHA COM DUAS VELAS POR

CILINDRO

PAULO RENATO CÂMERA DA SILVA

CRUZ DAS ALMAS, 2012

3






CILINDRO

Trabalho de conclusão de curso apresentado à

Universidade Federal do Recôncavo da Bahia

como parte dos requisitos para obtenção do título

de Bacharel em Ciências Exatas e Tecnológicas

Orientador (a): Prof. M.Sc. Marcus Vinícius Ivo da Silva



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FICHA CATALOGRÁFICA

Ficha elaborada pela Biblioteca Central - UFRB.

S586 Silva, Paulo Renato Câmera da.

Análise termodinâmica de um motor de ignição por centelha com

duas velas por cilindro / Paulo Renato Câmera da Silva._ Cruz das

Almas, BA, 2012.

72f.; il.

Orientador: Marcus Vinícius Ivo da Silva.

Monografia (Graduação) - Universidade Federal do Recôncavo

da Bahia, Centro de Ciências Exatas e Tecnológicas.

5






CILINDRO

Aprovada em: _____/_____/_____

EXAMINADORES:

Prof. _______________________________________ ASS ___________________

Prof. _______________________________________ ASS ___________________

Prof. _______________________________________ ASS___________________



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ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM MOTOR DE IGNIÇÃO POR CENTELHA

COM DUAS VELAS POR CILINDRO

RESUMO

Obter ganhos na eficiência, no consumo de combustível e nas emissões, a partir do uso

de uma segunda vela na câmara de combustão, é uma estratégia já utilizada pelos fabricantes

automotivos e gerou a expectativa de sucesso na adaptação de um motor convencional. Além

de estudar a combustão em motores de ignição por centelha e os efeitos da presença de uma

segunda vela na câmara de combustão, pretendeu-se também utilizar o aplicativo de

Kirkpatrick (1996) para motores com duas velas por cilindro, propondo alterações nos dados

de entrada do programa de simulação. Com base na literatura, foi possível encontrar dados

sobre motores semelhantes à exceção do número de velas por cilindro, relatos sobre o efeito

sistemas duplos de ignição sobre a taxa de queima nos cilindros, obter o aplicativo de

simulação da combustão e compreender a modelagem termodinâmica tomando o cilindro

como um sistema, as hipóteses que simplificam o fenômeno e outros conhecimentos relativos

à reação de combustão. Como método deste trabalho, procedeu-se a verificação do aplicativo

para motores com dados experimentais conhecidos, em seguida, com parâmetros

termodinâmicos e geométricos, simulou-se a conversão de um motor com sistema de ignição

simples para operar com duas velas, observando-se os resultados de desempenho. Pôde-se

concluir que o aplicativo se mostrou adequado para prever o desempenho de motores com um

par de velas de ignição por cilindro, operando no modo de disparo simultâneo, pois calculou

com precisão razoável através de equações de segunda ordem a potência desses motores e

assim pode-se apontar o melhor ajuste dos parâmetros de calibração do sistema de ignição.

9




ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM MOTOR DE IGNIÇÃO POR CENTELHA

COM DUAS VELAS POR CILINDRO

ABSTRACT

Gains in efficiency, fuel consumption and emissions from the use of a second sparking

plug in the combustion chamber, is a strategy already used by automotive manufacturers and

has generated success expectation in the adaptation of a conventional engine. Besides

studying the combustion in spark-ignition engines and effects of the presence of a second

sparking plug in the combustion chamber, it was intended to also use the Kirkpatrick’s applet

for two-plugs engines (two sparking plugs per cylinder), proposing changes to input data of

the simulation software. Based on the literature, it was possible to find data on similar

engines, except for the number of plugs per cylinder, reports on the effect of the dual ignition

systems on combustion rate in the cylinders, get the combustion simulation applet and

understand the cylinder thermodynamic modeling taken as a system, the assumptions that

simplify the phenomenon and other knowledge related to the combustion reaction. As the

method of this work, it was proceeded to verify the applet for engines with known

experimental data, then with geometric and thermodynamic parameters, the simulated

conversion of an engine single ignition system to operate with two sparking plugs, observing

performance results. It was concluded that the applet proved adequate for performance

prediction for engines with a pair of sparking plugs per cylinder, operating in the sparking

mode simultaneously, and indicate the best fit of ignition system calibration parameters.

11

Dedico a minha família, pelo apoio nos momentos mais difíceis, em especial

a Paulo Raymundo de Oliveira Câmera, meu avô que me deu as primeiras

orientações e estará sempre presente em memória.

13

Agradecimentos

Durante o percurso deste trabalho pude contar com o apoio e incentivo de várias

pessoas que, de alguma forma, colaboraram para a realização desse objetivo. A essas

pessoas ofereço meu sincero obrigado e minha gratidão.

Agradeço, primeiramente, a Deus, que sempre recorremos em todos os momentos

buscando consolo e direcionamento,

A minha avó, Maria de Nazareth Torres Câmera, que me apoia desde os primeiros

momentos de vida,

A minha mãe, Rita de Cássia Torres Câmera, que esteve presente em todos os

momentos dando apoio e educação,

A meu pai, Sebastião Elias da Silva Júnior, pelo auxilio no aperfeiçoamento das

minhas capacidades,

A minha tia, Patrícia Torres Câmera, pelo apoio nos momentos de necessidade,

Ao Prof. Marcus Vinícius Ivo da Silva, pela orientação, paciência e disponibilidade

que foram de suma importância na realização desse trabalho e

A meus amigos, por estarem presentes em todos os momentos dessa longa

caminhada.

15

“O progresso da mecânica aparentemente não tem fim. Tanto no passado como no futuro,

cada passo dado em qualquer direção sempre irá remover limites e transpor barreiras,

permitindo que novamente se possa caminhar em outras direções. Assim o que antes parecia

ser uma barreira passará a ser uma nova direção”.

Osborne Reynolds (1842 – 1912)

17

Lista de Figuras

FIGURA 2.1 - ALFA ROMEO GRAND PRIX 1914 ...................................................................................................... 30

FIGURA 2.2 – COMPARAÇÃO DE CÂMARAS DE COMBUSTÃO COM UMA (ESQ.) E DUAS (DIR.) VELAS DE IGNIÇÃO ... 31

FIGURA 2.3 – FOTOGRAFIA DE UM MOTOR HONDA L15A I-DSI CORTADO PARA VISUALIZAÇÃO DA CÂMARA DE

COMBUSTÃO COM DUAS VELAS DE IGNIÇÃO .................................................................................................. 32

FIGURA 2.4 - OS QUATRO TEMPOS DO CICLO OTTO ................................................................................................ 34

FIGURA 2.5 - GRÁFICO PV DE UM CICLO OTTO IDEAL ............................................................................................. 36

FIGURA 2.6 - DIAGRAMA PV DO CICLO OTTO REAL ................................................................................................ 37

FIGURA 2.7 - VISTA DO SISTEMA ESTUDADO .......................................................................................................... 39

FIGURA 2.8 - (A) ESQUEMA DE UMA CÂMARA DE COMBUSTÃO COM DUAS VELAS E PROPAGAÇÃO DA CHAMA EM

VISTA BIDIMENSIONAL (B) ESQUEMA DE CÂMARA DE COMBUSTÃO COM DUAS VELAS-VISTA TRIDIMENSIONAL

........................................................................................................................... ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 2.9 - SEQUÊNCIA DE FOTOGRAFIAS DA COMBUSTÃO PARA IGNIÇÃO DUPLA ............................................... 41

FIGURA 2.10 – SISTEMA CILINDRO-PISTÃO COM FLUIDO CONFINADO ..................................................................... 43

FIGURA 2.11 - FRAÇÃO QUEIMADA DA MISTURA AR COMBUSTÍVEL EM RELAÇÃO A POSIÇÃO DO VIRABREQUIM ..... 46

FIGURA 4.1 - DESEMPENHO DOS MOTORES 1 E 2..................................................................................................... 56

FIGURA 4.2 - PERFIS DE PRESSÃO NO CILINDRO PARA O MOTOR 3 (LINHA VERMELHA PONTILHADA) E MOTOR 3

CONVERTIDO( LINHA CONTÍNUA AZUL). ........................................................................................................ 58

FIGURA 4.3 - PERFIS DE TEMPERATURA NO CILINDRO PARA O MOTOR 3 (LINHA VERMELHA PONTILHADA) E MOTOR

3 CONVERTIDO( LINHA CONTÍNUA AZUL). ...................................................................................................... 59

FIGURA 4.4 - PERFIS DE TRABALHO NO CILINDRO PARA O MOTOR 3 (LINHA VERMELHA PONTILHADA) E MOTOR 3

CONVERTIDO( LINHA CONTÍNUA AZUL). ........................................................................................................ 60

FIGURA A.1 - ESQUEMA DO AVANÇO DA IGNIÇÃO EM UM SISTEMA I-DSI EM (A) 500 RPM (B) 1000 RPM (C) 1500

RPM (D) 2000 RPM (E) 2500 RPM (F) 3000 RPM (G) 3500 RPM (H) 4000 RPM (I) 4500 RPM (J) 5000 RPM

(L) 5500 RPM (M) 6000 RPM ....................................................................................................................... 68

FIGURA A.2 - CURVA DE AVANÇO DO MOTOR HONDA L13A .................................................................................. 69

FIGURA B.1 - RELAÇÃO ENTRE BIELA E RAIO DA MANIVELA DO VIRABREQUIM ...................................................... 35

19

Lista de Tabelas

Tabela 3.1 – Dados básicos do motor 1....................................................................................48



Tabela 4.1 – Dados de entrada do aplicativo de Kirkpatrick (1996) para os motores 1 e 2.....51

Tabela 4.2 – Valores de potência, torque e eficiência simuladas para os motores 1 e 2..........52

Tabela 4.3 – Dados de entrada do aplicativo de Kirkpatrick (1996) para o motor 3................53

Tabela 4.4 – Dados de desempenho dos motores 3 e 4.............................................................54

21

Lista de Siglas

PMS Ponto Morto Superior

PMI Ponto Morto Inferior

ICE Ignição por centelha

DSI Dual Spark-Ignition

i-DSI intelligent Dual Spark-Ignition

EVC Posição angular de fechamento da válvula de escapamento

EVO Posição angular de abertura da válvula de escapamento

IVC Posição angular de fechamento da válvula de admissão

IVO Posição angular de abertura da válvula de admissão

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Lista de Símbolos

θ Ângulo do virabrequim (graus)

Calor específico a volume constante (J/(mol.K))

Calor específico à pressão constante (J/(mol.K))

a Parâmetro de combustão da equação de Wiebe (adimensional)

n Parâmetro de geometria da equação de Wiebe (adimensional)

Razão de calores específicos / (adimensional)

R Constante do gás (J/kgK)

RPM Velocidade angular, em rotações por minuto (rpm)

p, V, T Pressão, volume e temperatura instantâneos (Pa, m3, K)

r Razão de compressão (adimensional)

xb Fração de massa de combustível queimada (adimensional)

Duração da combustão (graus)

Ângulo de ignição (graus)

Duração da combustão em relação a posição do virabrequim (graus)

Posição do virabrequim (graus)

Tempo de combustão (s)

Potência (kW)

Torque (N.m)

Razão ar-combustível relativa (adimensional)

( ) Razão ar-combustível real (adimensional)

( ) Razão ar-combustível estequiométrica (adimensional)

Massa molar dos reagentes (kg/kmol)

Massa molar dos produtos (kg/kmol)

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ÍNDICE

RESUMO ...................................................................................... 7

ABSTRACT ................................................................................... 9

Lista de Figuras ........................................................................... 17

Lista de Siglas .............................................................................. 21

Lista de Símbolos ......................................................................... 23

1 Introdução ................................................................................ 27

2 Revisão de Literatura ............................................................... 29

2.1 Breve histórico .......................................................................................................... 29

2.2 O motor de quatro tempos ciclo Otto ........................................................................ 33

2.3 Ciclo Otto: adição de calor a volume constante ........................................................ 36

2.4 Aplicações e descrição do sistema ............................................................................ 38

2.5 Hipóteses adotadas .................................................................................................... 39

2.5.1 Hipótese da rigidez das partes móveis .......................................................................... 39

2.5.2 Hipótese dos gases ideais .............................................................................................. 41

2.5.3 Conservação de energia ................................................................................................. 42

2.5.4 Hipótese de Annand ...................................................................................................... 44

2.5.5 Hipótese de Wiebe ........................................................................................................ 44

3 Materiais e Métodos .................................................................. 51

3.1 Descrição dos motores e ferramentas utilizadas ............. Erro! Indicador não definido.

4 Resultados e Discussão dos Resultados....................................... 55

4.1 Avaliação do modelo para motores com duas velas por cilindro .............................. 55

4.2 Simulação do motor 3 convertido para dualponto ..................................................... 57

5 Conclusão e Perspectivas Futuras .............................................. 61

6 Referências Bibliográficas ......................................................... 63

ANEXOS ..................................................................................... 65

A.1 Esquema de ignição i-DSI ......................................................................................... 67

APÊNDICES................................................................................ 70

B.1 Estimativa da calor adicionado ao cilindro do motor L13A i-DSI ............................ 71

B.2 Parâmetros Geométricos: relação r/L para motores de pistão ........ Erro! Indicador não

definido.

26

B.3 Parâmetros Geométricos: relação Diâmetro x Curso ..... Erro! Indicador não definido.

27

1 Introdução

Até este momento de conclusão de curso, a motivação maior foi a paixão por

automóveis. Não poderia ser diferente na escolha do tema de pesquisa. Apesar das

dificuldades intrínsecas de um curso recém-iniciado, Pôde-se contar com alguns professores

com conhecimento na área. O estudo desenvolvido neste trabalho é estratégico para gerar um

diferencial nesta primeira etapa de formação universitária e servirá de base para o início da

carreira profissional no ramo automotivo.

Vista a tendência de longevidade dos motores de combustão interna para a indústria

de mobilidade, dada pelo potencial de aumento de sua eficiência e de uso associado com

outras tecnologias, é fundamental saber e criar soluções que possibilitem harmonizar

dirigibilidade, emissões e custos. Entre os recursos já utilizados por fabricantes automotivos,

o sistema de ignição com duas velas trouxe resultados para veículos novos e gerou a

expectativa deste trabalho: obter ganhos na eficiência, no consumo de combustível e nas

emissões ao adaptar uma segunda vela em motores convencionais.

Para aproveitar esse momento de aprendizado e driblar as adversidades, se justifica o

uso da ferramenta computacional pelas contribuições valiosas ligadas as atividades de

modelagem que permitem uma compreensão mais completa dos fenômenos, se habituar aos

parâmetros essenciais e consolidar o conhecimento através do meio virtual. Simulações, pela

redução de custo e de tempo, se tornaram práticas da rotina de qualquer projeto e são tão

comuns que estão disponíveis até na internet.

O prof. Allan T. Kirkpatrick, da Colorado State University, disponibiliza em uma

página da rede alguns programas para simular termodinamicamente um motor de combustão

interna. Seria suficiente alterar dados de entrada dos aplicativos, elaborados para simular um

motor convencional, para a análise de motores com duas velas?

28

Diante do exposto, neste trabalho, pretendeu-se estudar a queima de mistura ar-

combustível em motores de ignição por centelha com uma ou duas velas por cilindro,

identificar as variáveis essenciais na análise termodinâmica do processo, investigar a relação

entre desempenho do motor e parâmetros termodinâmicos e geométricos do modelo e, por

fim, prever o desempenho de um motor convencional convertido para operar com uma

segunda vela na câmara de combustão.

29

2 Revisão de Literatura

2.1 Breve histórico dos motores de combustão interna

Uma máquina que libera a energia química do combustível dentro da câmara de

combustão, fazendo das espécies reagentes e produzidas o fluido de operação que entrega

trabalho define o motor de combustão interna (FERGUSON e KIRKPATRICK, 2001;

TAYLOR, 1988).

Nikolaus August Otto (1832-1891), nascido em Holzhausen an der Haide

(Alemanha) era vendedor de alimentos, mas tornou-se obcecado pelo motor de Lenoir1, e, em

1876, foi o primeiro a construir um motor baseado no ciclo de quatro tempos teorizado por

Beau de Rochas2, entretanto, o sucesso da máquina fez o ciclo ficar conhecido como ciclo

Otto. Também conhecido por motor de ignição por centelha (ICE), tratava-se de um motor de

combustão interna, de pistão, alternativo, movido a gás (FERGUSON e KIRKPATRICK,

2001).

Os motores ICE atuais podem ter formação de mistura ar/combustível externa ou

interna ao cilindro. A formação externa da mistura produz geralmente misturas homogêneas,

enquanto a mistura formada internamente é altamente heterogênea no momento da ignição.

Em ambos os casos, a mistura é comprimida a 20-30bar e alcança temperaturas de 400-500ºC,

ainda abaixo da temperatura de autoignição da mistura, cuja ignição é controlada por meio de

centelha elétrica. (BOSCH, 2005)

1 Jean Joseph Etienne Lenoir (1822-1900) – criador do primeiro motor de combustão interna, comercialmente

fabricado. 2 Alphonse Beau de Rochas (1815-1893) – criador do princípio do motor de combustão interna de 4 tempos.

30

Essas máquinas atravessaram o século XX como a principal tecnologia responsável

pela transformação da forma como a sociedade se locomovia. Literalmente, impulsionaram as

criações e aperfeiçoamento de automóveis, caminhões, trens e aviões. Desde a concepção do

primeiro motor, os elementos vitais do motor (bloco, pistão, válvulas, árvore de manivelas e

bielas) permanecem basicamente os mesmos. As principais diferenças entre um motor atual e

um construído mais de um século atrás são a eficiência térmica, os níveis de ruído e vibrações

no funcionamento, emissões nos gases de escape, durabilidade dentre outras (FERGUSON e

KIRKPATRICK, 2001; PUJATTI, 2007).

Dentro do contexto histórico, o uso de duas velas para ignição da mistura inflamável

data de 1914, quando a Alfa Romeo utilizou o artifício (denominado, hoje, twin-spark) em

seu Alfa Romeo Grand Prix (Figura 2.1). Posteriormente, com o advento das corridas de

carros, a tecnologia foi parar nas pistas, já que permitia alcançar maior potência em seus

motores. Por volta de 1980, a Alfa Romeo, visando economia de combustível e redução de

emissões, passou a equipar seus carros de passeio com as duas velas por cilindro. (ALFA

ROMEO PORTUGAL, 2007)

Figura 2.1 – Imagem do primeiro automóvel com sistema duplo de ignição-Alfa Romeo

Grand Prix 1914 (ALFA ROMEO PORTUGAL, 2007)

De fato, os sistemas convencionais com uma vela de ignição, normalmente são

caracterizados por um posicionamento descentralizado do núcleo da frente de chama, o que

provoca assimetria no percurso da frente de chama em cada direção (parede mais distante,

parede mais próxima). Isso é representado na Figura 2.2 por círculos tracejados que indicam a

posição da frente de chama em função do ângulo de virabrequim Em contrapartida, a presença

31

de uma segunda vela na câmara minimiza a assimetria nas direções da frente de chama..

(HEISLER, 1995; MIGITA, 2002)

O trabalho conjunto do par de velas resulta em um menor tempo para que a carga de

ar e combustível reaja completamente. Pode-se perceber graficamente na Figura 2.2 que a

ignição foi dada no sistema de duas velas após o sistema convencional (-8º e -12º,

respectivamente) e varre toda a câmara antes (18º e 24º, respectivamente), realizando a tarefa

em dois terços do tempo (26º e 36º). Em motores convencionais, o calibrador seria obrigado a

enriquecer a mistura para obter uma taxa de queima comparável. A posição descentralizada da

vela no motor convencional se dá ao fato de que as válvulas, principalmente a de escape,

devem ter o maior diâmetro possível para garantir um melhor enchimento do cilindro e a

expulsão mais completa dos gases da combustão.

Figura 2.2 – Comparação de câmaras de combustão com uma (esq.) e duas (dir.) velas

de ignição (HEISLER, 1995).

32

A Honda Motors também criou seu propulsor com a segunda vela de ignição.

Começou com o sistema DSI (do inglês, dual and sequential ignition), que disparava

centelhas em dois pontos da câmara com uma defasagem de tempo entre as centelhas, sem

haver variação com velocidade e carga do motor. Em 2001, disponibilizou o primeiro com o

sistema de ignição sequencial inteligente (i-DSI - do inglês intelligent dual and sequential

ignition) que permitia a variação da diferença de tempo entre as velas em função da

velocidade e da carga do motor (WONG, 2005). Na Figura 2.3, pode-se visualizar as duas

velas de ignição de um motor L15A i-DSI desenvolvido para o Honda City.

Figura 2.3 – Fotografia de um motor Honda L15A i-DSI cortado para visualização da

câmara de combustão com duas velas de ignição (WONG, 2005)

Essa tecnologia permite um controle otimizado da combustão em função de uma

queima rápida e completa da mistura ar/combustível, além de uma maior precisão no domínio

da frente de chama que varre a câmara de combustão e isso é possível devido ao

velas

33

posicionamento diametralmente opostos das velas na câmara e aos diferentes tempos de

ignição em cada vela que variam conforme a rotação e condições de carga do motor (MIGITA

et al., 2002), transformando uma maior parcela da energia contida no combustível em

trabalho útil. O aumento de rendimento associado a essa tecnologia, possibilita a concepção

de motores de baixa cilindrada, leves e capazes de gerar valores de potência e torque

superiores, quando comparados aos seus antecessores.

A tecnologia da dupla centelha vem desse modo como uma alternativa para que os

motores de combustão interna, que continuarão sendo nos próximos anos a principal forma de

propulsão dos veículos (MELO, 2007) mantenham-se nos padrões de emissões de poluentes,

atendendo às resoluções do Conselho Nacional do Meio Ambiente – CONAMA, através do

Programa Nacional de Controle de Emissões Veiculares – PROCONVE, impostas à

homologação e comercialização de um veículo (CETESB, 2006), cada vez mais rigorosos e

acatem as expectativas de rendimento, economia e potência do mercado consumidor.

2.2 O Motor de Quatro Tempos Ciclo Otto

O motor de combustão interna de ciclo Otto opera em 4 tempos e são descritos como

se segue, conforme Figura 2.4:

Admissão - Inicialmente, antes de o pistão alcançar o PMS, enquanto a válvula

de escape ainda está aberta, a válvula de admissão se abre permitindo assim uma limpeza dos

gases da câmara de combustão. Então a válvula de escapamento se fecha um pouco depois do

PMS, permanecendo fechada durante o restante do curso de compressão. O pistão se desloca

desde o PMS até o PMI com a válvula de admissão aberta, fazendo a admissão da mistura ar-

combustível isso ocorre, pois no interior do cilindro existe uma pressão negativa que induz

essa mistura para seu interior.

Compressão – Após a válvula de admissão fechar inicia-se a compressão,

durante estão pistão sobe desde uma posição próxima ao PMI até o PMS enquanto as válvulas

permanecem fechadas, comprimindo a mistura de ar-combustível e gases residuais. A pressão

se eleva no interior do cilindro de acordo com a Primeira Lei da Termodinâmica.

Expansão - Em seguida é dada a centelha pouco antes do PMS, ainda no curso

de compressão, dando inicio a combustão. Após o pistão passar pelo PMS inicia-se então o

curso de expansão onde a queima da mistura é finalizada. Dessa maneira ocorre a conversão

de parte da energia contida no combustível em trabalho útil devido ao aumento de pressão no

34

interior do cilindro que força a única parte móvel do sistema, no caso o pistão, a se mover

fazendo o virabrequim girar e produzindo movimento. Por este motivo esse curso do ciclo

muitas vezes é tratado como curso de potência.

Escapamento - Concluindo o ciclo, ao fim da combustão restam os gases

provenientes desta, então quando a válvula de escape é aberta, o pistão se locomove do PMI

ao PMS expulsando esses gases residuais e dando inicio a um novo ciclo (SANTOS, 2009).

Figura 2.4 - Os quatro tempos do ciclo Otto (HEYWOOD, 1988).

A perfeita sincronia de funcionamento desses tempos permite a continuidade do ciclo

permitindo o contínuo fornecimento de trabalho para o virabrequim. Os parâmetros

operacionais descritos no apêndice fazem o rendimento, as vibrações, as emissões e o

consumo de combustível aumentarem ou diminuírem. Por esse motivo, busca-se a cada dia

estudar e compreender como esses fatores podem melhorar cada vez mais o rendimento dos

motores ICE.

2.2.1 Parâmetros Geométricos: relação r/L e curso x diâmetro do pistão para motores

A razão r/L é descrita como sendo a razão entre o raio da manivela do virabrequim,

distância do eixo fixo até o eixo móvel (r) em relação ao tamanho da biela do motor

(L)(Figura B.1).

2º tempo 1º tempo 3º tempo 4º tempo

35

Figura 2.5 – Desenho esquemático das dimensões características de um motor de pistão

Essa relação influência o comportamento do pistão em relação ao raio da manivela

causando maiores vibrações no motor proporcionalmente a elevação do valor dessa razão

gerando dessa maneira maiores perdas por atrito e reduzindo assim a eficiência do motor.

Essa relação também descreve o ângulo máximo de inclinação da biela, sendo que os limites

práticos dessa razão variam de 0,2 a 0,4 sendo que 0,3 segundo testes é o valor ideal para essa

razão (DANTAS, 2010).

A relação do diâmetro do pistão com o curso do motor define o tipo de arquitetura

que o motor possui, são três tipos. (OLIVEIRA JÚNIOR, 2004):

Quadro 2.1 – Arquitetura de um motor de pistão (OLIVEIRA JÚNIOR, 2004).

Classe Descrição

Subquadrado

Curso maior que o diâmetro;

Torque mais alto em baixas rotações;

Combustão mais completa pelo menor percurso da frente no cilindro;

Perdas de calor diminuem, devido menor área de parede para o volume da câmara;

Consumo e emissões de poluentes menores.

Superquadrado Diâmetro maior que o curso;

Centro de massa mais baixo, virabrequim leve e compacto, bielas mais curtas e leves;

Mais espaço para válvulas na câmara de combustão;

Menor velocidade média dos pistões;

Maiores velocidade angular e potência máxima.

Quadrado Diâmetro igual ao curso;

Comportamento intermediário.

Eixo fixo

Eixo móvel

36

2.3 Ciclo Otto: adição de calor a volume constante

Desde o século XIX, quando se começou a considerar a capacidade de corpos

quentes produzirem trabalho tenta-se melhorar a eficiência desses novos sistemas pelo estudo

termodinâmico (MELO, 2007). Pelos princípios da termodinâmica a energia não pode ser

destruída, mas, apenas transformada de um estado em outro, assim, tem-se o princípios das

máquinas térmicas, dispositivos que operando em ciclos transformam calor em trabalho

(MORAN e SHAPIRO, 2009).

O ciclo Otto pode ser descrito em quatro processos (Figura 5). No ciclo padrão ideal

os processos são agrupados em dois que ocorre trabalho, mas não há transferência de calor

(processos 1-2 e 3-4) e em dois em que existe transferência de calor, mas não acontece

trabalho (MORAN e SHAPIRO, 2009).

Figura 2.6 - Gráfico pV de um ciclo Otto ideal (SOARES, 2007).

Conforme a Figura 2.6, o processo 1-2 é uma compressão isentrópica em que há

aplicação de trabalho no sistema. O processo 2-3, isovolumétrico, é uma transferência de

calor por uma fonte externa para o sistema (q23), esse processo representa a ignição da mistura

ar-combustível sendo o começo da geração de trabalho. O processo 3-4 representa o curso de

potência em que ocorre uma expansão isentrópica dos gases, completando o ciclo temos o

processo 4-1, isovolumétrico, no qual ocorre a perda de calor do ar (q41) enquanto o cilindro

encontra-se no PMS (MORAN e SHAPIRO, 2009).

O calor entregue ao sistema e o calor dissipado podem ser respectivamente descritos

como:

S = cte

37

q23 = cv (T3−T2) (1)

q41= cv (T1− T4) (2)

assim, o trabalho gerado e o rendimento são:

w = w34 + w12 = cv (T3 − T4) + cv (T1 − T2) (3)

η = w / q23 = (q23 + q41) / q23 = 1 + q41/q23 (4)

Nesse ciclo, temos uma eficiência máxima, porem em motores reais essa eficiência

não ultrapassa 70% deste ciclo ideal, isso ocorre uma vez que o ciclo padrão Otto é

circunspeto de processos inteiramente reversíveis e algumas hipóteses são consideradas

(SANTOS, 2009), como:

Não há perda de calor para as paredes do cilindro, processo adiabático;

Ocorre a queima de todo o ar (mistura ar-combustível);

Combustão instantânea a volume constante, processo isovolumétrico;

Não há perda de carga com a admissão;

Não há perda por atrito;

A temperatura atingida pelo sistema é maior que no ciclo real, uma vez que a

pressão sobe instantaneamente e não existe arrefecimento nas paredes do cilindro o

que não ocorre no ciclo real.

Figura 2.7 - Diagrama pV do ciclo Otto real (STIESCH, 2006 apud SANTOS, 2009).

38

No ciclo real, não existe processos ocorrendo de forma instantânea ou de forma

isovolumétrica, uma vez que a combustão depende de um tempo finito para se completar.

Dessa forma, o aumento de pressão no ciclo real também não é instantâneo, o que gera um

formato arredondado nas pontas do gráfico pV, como pode ser visto na Figura 2.6 (SANTOS,

2009). Os quatro processos descritos para o ciclo ideal acontecem no segundo e terceiro

tempos do motor.

Para os motores com duas velas por cilindro a taxa de queima será

consideravelmente maior que os motores com uma vela fazendo com que se tenha uma

entrega da energia de combustão mais rápida o que torna ciclo mais perto do ideal e diminui o

abaulamento do gráfico pV.

2.4 Aplicações e descrição do sistema

Desde o século XIX, quando se começou a considerar a capacidade de corpos quentes

produzirem trabalho, tenta-se melhorar a eficiência desses sistemas pelo estudo

termodinâmico destes. Pelos princípios da Termodinâmica, segundo Moran e Shapiro (2009),

a energia não pode ser destruída, mas apenas transformada de uma forma em outra. Assim,

tem-se o princípio de funcionamento das máquinas térmicas, dispositivos que, operando em

ciclos, transformam energia térmica em trabalho e que tem como balanço energético a

seguinte expressão:

∆Eciclo= Qciclo- Wciclo (5)

na qual:

∆Eciclo: energia total que entra na máquina;

Wciclo: energia aproveitada (transformada em trabalho);

Qciclo: energia perdida durante o ciclo

Esse balanço deve garantir a conservação de energia em todo o ciclo termodinâmico,

não importando a sequência seguida pelo sistema, e contabilizar a troca de energia entre um

corpo quente e um corpo frio, através de um sistema trocando energia com o mesmo

(MORAN e SHAPIRO, 2009). Faz-se, então, necessário descrever como esse combustível

entra no sistema na forma de adição de calor e se transforma em força (de pressão) para

“empurrar” o pistão. O sistema estudado será a câmara de combustão, sendo que, por se ter

uma fronteira móvel, existe uma variação do volume contínua no sistema.

39

Em um motor de combustão interna, há fluxo de massa entrando e saindo da câmara,

especificamente, nos tempos de admissão e expulsão. Como o foco é o desenvolvimento da

combustão sob o comando de sistemas de dupla centelha, o trabalho se ateve a investigar os

tempos de compressão e expansão, nos quais, não há vazão de massa (Figura 2.8). Assim, por

se tratar de um sistema fechado, as equações desenvolvidas foram estabelecidas

especificamente para esse fato. A variação no ângulo do virabrequim foi de -180° a 180°

completando desta maneira uma volta de 360°.

A mistura ar-combustível admitida, a temperatura e a pressão interna foram

consideradas homogêneas por toda a extensão da câmara (ALTIN e BILGIN, 2009). Como

não há fluxo de massa no sistema, assume-se que ocorre uma vedação perfeita dos gases da

câmara de combustão, ou seja, considera-se as vedações das válvulas de admissão e

escapamento perfeitas e que não há vazamento pela folga entre os anéis de segmento e a

parede do cilindro (SANTOS, 2009).

Figura 2.8 - Vista do sistema estudado, adaptado de Heywood (1988).

2.5 Hipóteses adotadas

2.5.1 Hipótese da rigidez das partes móveis

hinjdmf

δW

δQ

40

Uma hipótese que deve ser adotada é a da rigidez das partes móveis, pois sem a

variação dimensional nos componentes do sistema, devido a forças externas e dilatação

térmica, pode-se considerar a variação do volume apenas em função de parâmetros

geométricos do cilindro e do mecanismo pistão-biela-manivela, que por sua vez, variam

uniformemente considerando-se a velocidade angular do virabrequim constante, desprezando

assim, por exemplo, a inércia finita do volante. Dessa maneira, o ângulo θ da manivela do

virabrequim em relação ao ponto morto superior (PMS), em radianos, pode ser determinado

pela equação (SANTOS, 2009):

(6)

onde ω é a velocidade angular do virabrequim, em rad/s.

Descrito o sistema e algumas hipóteses pode-se observar um esquema da câmara com

duas velas e suas respectivas posições na Figura 2.9:

Figura 2.9 - (a) Esquema de uma câmara de combustão com duas velas e propagação da

chama em vista bidimensional. (b) Esquema de câmara de combustão com duas velas-

vista tridimensional, conforme (HONDA NEW ZEALAND, 2011a)

(a)

(b)

41

A utilização de duas velas cria duas frentes de chama no momento de ignição (Figura

2.10) e provoca uma queima mais rápida da mistura ar-combustível admitida em relação aos

sistemas que utilizam uma vela.

Figura 2.10 - Sequência de fotografias da combustão para ignição dupla, graus do

virabrequim à partir da ignição (HEYWOOD, 1988).

Para efeito de simplificação das equações, admitiu-se que a taxa de queima com a

dupla centelha foi o dobro da taxa da centelha única a partir da segunda centelha.

2.5.2 Gás ideal

A pressão dos gases no interior do cilindro é determinada por seu volume, temperatura

e massa, de acordo com a equação de estado dos gases ideais que relaciona os parâmetros

geométricos aos termodinâmicos (SANTOS, 2009). Como em um motor de combustão

interna, operando em ciclo Otto a temperatura e a pressão ao decorrer dos processos de

compressão e expansão, sem combustão, são pequenas em relação à pressão e temperatura

critica durante o ciclo quando ocorre a combustão, segundo Moran e Shapiro (2009) o fator de

compressibilidade

⁄ é próximo de 1 e para essas circunstâncias pode-se admitir com

uma precisão aceitável que , ou:

(7)

Como ⁄ pode-se substituir na equação (7), obtendo assim:

(8)

42

onde:

p: pressão absoluta do gás [atm];

V: volume de gás [m³];

m: massa de gás [kg];

R: constante do gás [atm/mol.K];

T: temperatura absoluta do gás [K];

No modelo de gás ideal, a entalpia específica depende somente da temperatura e é

dada por:

(9)

com ( ), substituindo em (9), tem-se:

( ) (10)

derivando (10) em relação à temperatura, tem-se:

(11)

Outra característica importante é que, para gases ideais, seus calores específicos ( e

), sua energia interna específica e sua entalpia específica dependem somente da temperatura

(MORAN e SHAPIRO, 2009). Logo, se tem:

( )

( ) (12)

e

( )

( ) (13)

Dessa maneira, introduzindo as equações (12) e (13) em (11), obtém-se:

( ) ( ) (14)

Enfim, para gases ideais, a razão dos calores específicos ( ) é, igualmente, função

apenas da temperatura e é dada por:

( )

( ) (15)

E, relacionando as equações (14) e (15), chega-se em:

( )

(16)

( )

(17)

2.5.3 Conservação de energia

A conservação de energia para o sistema fechado é dada por:

ΔUsist+ ΔEc + ΔEP = Q – W (18)

43

Para o sistema observado, tornam-se desprezíveis tanto a energia potencial quanto a

energia cinética, visto que o valor da energia interna contida na mistura ar-combustível é

muito maior do que as referidas anteriormente. Podemos simplificar a equação para:

ΔUsist= Q – W (19)

sendo ΔUsist., a variação da energia interna no sistema; Q, a quantidade de calor trocado com

as paredes da câmera; W, o trabalho transferido ao pistão.

Avaliando o trabalho de expansão ou compressão de um gás ou líquido (Figura 2.11),

o trabalho realizado pelo sistema, à medida que o pistão é deslocado de uma distância

infinitesimal dx, é:

Figura 2.11 – Sistema cilindro-pistão com fluido confinado (MORAN e SHAPIRO, 2009)

(16)

Nota-se, então, que para uma variação infinitesimal da distância dx, ocorre uma

variação infinitesimal na pressão e na temperatura, sendo que a temperatura varia tão pouco

que não ocorre troca de calor com o ambiente. O produto A.dx da Equação (16) é igual à

variação do volume no sistema, dV. Assim, a equação para o trabalho pode ser escrita como:

(17)

Para uma variação finita de volume V1 à V2, tem-se:

∫

(18)

44

2.5.4 Hipótese de Annand

Para efeito de simplificação do sistema, adotou-se a hipótese de Annand, na qual se

tem como conjecturas:

A carga original de combustível e homogênea;

A pressão e uniforme ao longo do cilindro a qualquer tempo;

O volume ocupado pela zona de reação da chama e desprezível;

Os gases queimados estão em equilíbrio termodinâmico pleno;

Os gases não queimados estão congelados em sua composição original;

Tanto os gases queimados quanto os não queimados tem calores

específicos espacialmente uniformes;

Não há troca de calor entre a zona queimada e a não queimada.

Apesar da simplicidade do modelo, a bibliografia mostra que as hipóteses acimas são

válidas (SANTOS, 2009).

2.5.5 Hipótese de Wiebe3

A função de Wiebe se encaixa na modelagem termodinâmica para descrição da

quantidade de massa queimada em função de ângulo do virabrequim (MELO, 2007).

Além disso, o parâmetro a e n podem ser alterados para ajustar a curva aos parâmetros de

cada motor.

( ) * (

)

+ (19)

onde:

( ): massa queimada em função do ângulo do virabrequim;

: posição angular do virabrequim no momento da centelha;

: posição angular do virabrequim;

: duração da combustão;

n: fator de forma, que define a forma da curva de liberação de calor;

a: parâmetro de eficiência, que determina a fração de combustível queimada ao final da

combustão.

3 Foram encontradas duas formas para o sobrenome do autor dessa equação: Wibe e Wiebe

45

A equação (19) pode ser reescrita em função do tempo de combustão, com

, da seguinte maneira:

* (

)

+ (20)

O coeficiente a permite controlar a posição ou o número de velas de ignição no

processo, contemplando assim o sistema de dupla ignição, pois determina qual é o

comportamento da queima, ou seja, se esta é mais rápida ou mais lenta atingindo o seu fim em

um tempo maior ou menor. Da mesma maneira, o coeficiente m permite controlar o

comportamento com o qual a queima evolui durante a propagação da frente de chama,

representando assim o fator de forma da câmara de combustão (MELO, 2007).

A eficiência da quantidade de combustível queimada até o final do tempo de

combustão é dada por:

( )

(21)

Dessa forma o parâmetro a é expressado sendo:

( ) (22)

Segundo Kowalewicz (1984) e Stiesch (2003), para uma combustão maximizada

(99,9%), como é o caso da dupla centelha, assume-se o parâmetro adimensional a = 6,908

para a função de Wiebe, enquanto Heywood (1988) afirma que a = 5 (99,3%) para o caso de

motores convencionais.

46

Figura 2.12 - Fração queimada da mistura ar combustível em relação a posição do

virabrequim.

O perfil em forma de “S”, típico da integral da liberação de calor de motores de

ignição por centelha (SANTOS, 2009), pode ser visto nas duas curvas da Figura 2.12. A linha

contínua representa a fração de massa queimada em função do ângulo do virabrequim para

um motor de combustão interna com duas velas por cilindro, obtida pela função de Wiebe

assumindo a = 6,908. A linha tracejada, por sua vez, indica o comportamento de queima do

motor convencional. A diferença da inclinação das duas curvas, na prática, é a diferença na

rapidez da queima em câmaras com uma e duas velas de ignição. Com duas velas, a queima se

torna mais rápida, com inclinação maior, sendo menor o tempo ou o intervalo em graus de

virabrequim para completar a combustão.

Extendendo-se a análise da função de Wiebe, variando-se os parâmetros a e n, foi

possível obter perfis da queima para uma melhor compreensão da sua relevância no

aplicativo. Pode-se observar a mudança no comportamento nas Figuras 2.12 e 2.13:

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35

fraç

ão d

e m

assa

qu

eim

ada

ângulo do virabrequim em relação ao PMS

uma velaHeywood 1988

duas velasKowalewicz 1984Stiesch 2003

(P

47

Figura 2.13 Fração queimada da mistura ar combustível em relação a posição do

virabrequim.

Os perfis da Figura 2.13 mostram a maior rapidez na finalização da queima com o

aumento do parâmetro a, confirmando que pelo fato da presença de um segundo ponto de

ignição acelerar o processo de combustão é correto o aumento desse parâmetro no aplicativo.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35

fraç

ão d

e m

assa

qu

eim

ada


a=3

a=4

a=5

a=6

a=7

a=8

(PMS)

48

Figura 2.14 Fração queimada da mistura ar combustível em relação a posição do

virabrequim.

A Figura 2.14 exibe os perfis da variação do parâmetro geométrico n, como pode ser

observado o seu ajuste influência apenas em que momento se dá a maior parte da queima

sendo que a combustão é completada no mesmo tempo ou ângulo do virabrequim

independente do valor dessa variável.

O aplicativo de Kirkpatrick (1996) utiliza como base a função de Wiebe e as

hipóteses descritas anteriormente para estimar valores de trabalho, potência e eficiência

térmica. Através desses resultados, analisou-se a performance do sistema com duas velas

comparando-o com de uma única. O intuito foi observar se haveria melhora do desempenho

nesse tipo de motor.

O aplicativo Simple Heat Release pode ser usado para simular o desempenho de um

motor comparando-o a outro ou ao mesmo motor com modificações de parâmetros de

combustão e geometria. O aplicativo computa o desempenho do ciclo Otto (ar - padrão frio)

pela integração numérica da equação encontrada à partir da equação da 1ª lei em relação ao

ângulo do virabrequim, como pode ser visto abaixo:

A conservação da energia do sistema, em termos diferenciais, assume a forma:

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35

fraç

ão d

e m

assa

qu

eim

ada


n=3

n=4

n=5

n=6

n=7

49

(23)

onde e (para gás ideal).

Assim:

(24)

Como

(25)

ou na forma diferencial:

( ) (26)

A equação da energia surge a partir das equações acima.

( ) (27)

A taxa de liberação de calor em função da variação do ângulo do virabrequim fica:

(

) (28)

Resolvendo para p:

(

)

(

)

( )

Como

( )

(29)

A equação (29) é então integrada numericamente para a pressão usando uma rotina

de integração, nos intervalos de 1 = -180° (PMI) até 2 = 0° (PMS) e de 1 = 0° (PMS) até

2 = 180° (PMI), com variação de grau em grau nesses percursos para encontrar a solução do

desempenho do ciclo descrito no aplicativo.

50

Dessa equação, tem-se que:

( )

Então, para o calculo do volume, faz-se:

( )

[ ( ) ] (30)

Por ângulo de virabrequim:

* ( )

⁄ + (31)

Para as partes da compressão e da expansão, nas quais não há calor nem produção de trabalho,

< 1 e > s+ d, então:

Isso permite que:

(32)

(33)

(34)

51

3 Materiais e Métodos

O desenvolvimento do experimento computacional consistiu de duas partes: aferição

do modelo para motores com duas velas de ignição por cilindro e simulação do desempenho

de um motor adaptado para operar com uma segunda vela.

Foi necessário um microcomputador com acesso à internet com Java4 instalado, para

executar o programa5 de simulação de Kirkpatrick (1996) e gerar dados de potência, pressão,

temperatura, trabalho e liberação de calor. Utilizou-se também dados de especificação de três

motores. Os dados dos motores 1 e 2 serviram para a avaliação do modelo utilizado por

Kirkpatrick (1996) e, os do motor 3 como base para a simulação da adaptação.

As Tabelas 3.1, 3.2 e 3.3 reúnem os dados dos motores Honda L13A, D13B e CG

125. Tratam-se dos parâmetros geométricos que precisam ser inseridos como dados de entrada

no aplicativo de Kirkpatrick (1996).

Os motores listados tem sua aplicação em veículos de passeio conhecidos no

mercado nacional. O motor 1 foi utilizado no Honda Fit antes de ser comercializado no Brasil

e conta com tecnologias convencionais de injeção e ignição, inclusive com uma vela de

ignição por cilindro (Tabela 3.1). O motor 2 foi adotado para a versão mais econômica da

primeira versão do Fit vendido no país até 2008 e contava com sistema de ignição com uma

segunda vela em cada cilindro entre outros aprimoramentos em prol da economia de

combustível (MIGITA, 2002) (Tabela 3.2). Na Tabela 3.3, são mostrados os dados técnicos

do motor 3, adotado para o modelo 2006 da Honda CG125, que possui uma vela de ignição. A

adaptação, simulada neste trabalho, teve este motor como ponto de partida.

4

Java é um programa de computador da Oracle (Sun Microsystems) que permite acesso a aplicativo

desenvolvidos nessa plataforma. 5 Aplicativo desenvolvido na plataforma Java para execução em navegadores de internet.

52

Tabela 3.1 – Dados básicos do motor 1.


Característica Descrição

Identificação L13A

Configuração 4 cilindros em linha

Diâmetro x Curso (mm x mm) 73 x 80

Cilindrada (cm3) 1339

Razão de compressão 10,8:1

Comando de válvulas SOHC 2 valvulas

Sistema de alimentação de combustível Injeção indireta, multiponto

Sistema de ignição Sequencial, dualponto

Potência máxima (kW / rpm) 63 / 5700

Torque máximo (N.m / rpm) 119 / 2800

FONTE: (MIGITA, 2002)


Identificação D13B

Configuração do cilindro 4 cilindros em linha

Diâmetro x curso (mm x mm) 75 x 76

Cilindrada (cm3) 1343


Comando de válvulas SOHC 2 válvulas

Número de válvulas 2 por cilindro

Sistema de alimentação de combustível Injeção indireta, multiponto

Sistema de ignição Sequencial, monoponto

Potência máxima (kW / rpm) 49 / 5500

Torque máximo (N.m / rpm) 103 / 2500

FONTE: (MIGITA, 2002)

53


6 Medida realizada no componente com o auxílio de um paquímetro.


Identificação Honda CG-125 CDI mod. 2006

Configuração Monocilíndrico

Cilindrada (cm³) 124,10


Comando de válvula SOHC 2 valvulas

Diâmetro x curso (mm x mm) 56,5 x 49,5

Comprimento da biela6 (mm) 88,5

Sistema de ignição Capacitiva, monoponto

Potência máxima (kW / rpm) 7,9 / 9000

Torque máximo (N.m / rpm) 9,80 / 7000

FONTE: Fonte bibliográfica inválida especificada.

55

4 Resultados e Discussão dos Resultados

4.1 Avaliação do modelo para motores com duas velas por cilindro

Como primeiro passo, aplicou-se valores do motor Honda L13A em comparação

com o D13B, ajustando o parâmetro de eficiência de combustão a como 6,908, mantendo o

parâmetro de geometria m como encontrado na literatura.

Tabela 4.1 – Dados de entrada do aplicativo de Kirkpatrick (1996) para os motores 1 e 2

Características

Motor 1

Motor 2

Parâmetros da combustão

Avanço da ignição (θ°) -18 -15

Duração da combustão (θ°) 36 26

Parâmetro a da função de Wiebe 5 7

Parâmetro n da função de Wiebe 3 3

Temperatura inicial (K) 300 300

Pressão inicial (bar) 1 1

Massa molecular do gás (kg/kmol) 29 29

Parâmetros geométricos

Curso do motor (mm) 76 80

Diâmetro do pistão (mm) 75 73

Comprimento da biela (mm) 135,7 143,0

Razão da compressão 9,2 10,8

Velocidade do motor (rpm) 5500 5700

Adição de calor

Quantidade de calor adicionado (J) 4202 4202

γ 1,33 1,33

56

A simulação resultou dados de potência semelhantes aos dados do fabricante (Tabela

4.2) e de Migita (2002) (Figura 15). Analisando os resultados, verifica-se, também, a maior

potência do motor com duas velas em relação ao que possui apenas uma.

Tabela 4.2 – Valores de potência, torque e eficiência simuladas para os motores 1 e 2

Motor

Potência ( eficiência térmica*)

Real

(MIGITA, 2002)

Simulada

(KIRKPATRICK, 1996)

1 49 kW (62 cv) 97,5 kW (0,506)*

2 63 kW (80 cv) 105,95 kW (0,531)*

* Os valores entre parênteses representam a eficiência térmica do ciclo Otto.

Na Tabela 4.2, apresenta-se também valores entre parênteses que representam a

eficiência térmica do ciclo Otto. Um motor real operando nesse ciclo, normalmente, não

ultrapassam 70% desse valor (SANTOS, 2009) e, dessa forma, a eficiência real do motor 1

seria de, no máximo, 35%. Analogamente, o motor 2 não ultrapassaria 39%. Se for dado o

mesmo tratamento aos dados de potência calculada, obter-se-ia os limites superiores de

68,25kW e 74,17kW para os motores 1 e 2 respectivamente.

Figura 4.1 - Desempenho dos motores 1 e 2 (MIGITA, 2002).

57

Pode-se perceber pela Tabela 4.2 que a potência real é maior que a obtida com o

aplicativo, pois nos motores comparados por Migita (2002) (Figura 4.1) outros fatores com

redução do atrito das peças ajudam a se obter um melhor rendimento fato que o aplicativo

despreza. Pelo gráfico a dupla centelha afeta de maneira positiva o torque e por consequência

a potência também é afetada. Porém, como o comportamento da combustão varia devido à

dupla centelha e essa variação pode ser maléfica em motores que não foram projetados para

essa tecnologia, ou seja, possuem dados como relação diâmetro do cilindro e curso diferente,

por esse motivo foi avaliado por meio do aplicativo sua influência para os dados técnicos de

um motor de 125cm³ com sistema de centelha única.

4.2 Simulação do motor 3 convertido para dualponto

Os resultados da simulação do funcionamento de um motor monocilíndrico com

sistema de ignição convencional, com apenas uma vela e de sua versão convertida para, foram

inserido a partir do aplicativo como pode ser visto na Tabela 4.3:

Tabela 4.3 – Dados de entrada do aplicativo de Kirkpatrick (1996) para o motor 3

Características

Motor 4

(conversão simulada)

Motor 3

Parâmetros da combustão

Avanço da ignição (θ°) -8 -12

Duração da combustão (θ°) 26 36

Parâmetro a da função de Wiebe 7 5

Parâmetro n da função de Wiebe 3 3

Temperatura inicial (K) 300 300

Pressão inicial (bar) 1 1

Massa molecular do gás 29 29

Parâmetros geométricos

Curso do motor (mm) 49,5 49,5

Diâmetro do pistão (mm) 56,5 56,5

Comprimento da biela (mm) 88,5 88,5

Razão da compressão 10,5 9,5

Velocidade do motor (rpm) 9000 9000

Adição de calor

Quantidade de calor colocado (J) 392 392

γ 1,33 1,33

58

Dessa forma, como pode ser observado na Tabela 4.4, os resultados obtidos sugerem

que a eficiência térmica do motor com a ignição dupla é melhor do que com apenas uma.

Tabela 4.4 – Dados de desempenho dos motores 3 e 4

Parâmetros

Motor 4

(conversão simulada)

Motor 3

Adição de Calor [J] 392 392

Temperatura máxima [K] 3249,3 3062,5

Pressão máxima [kPa] 10087 7901,0

Pressão média efetiva [bar] 16,59 15,95

Trabalho indicado [J] 205,85 197,89

Potência indicada [kW] 15,44 14,84

Eficiência térmica 0,525 0,505

Na Tabela 4.4, apresenta-se valores referentes ao ciclo Otto. Lembrando que um

motor real tem limite superior de 70% do desempenho do ciclo teórico (SANTOS, 2009),

observar-se-ia uma eficiência real máxima de 35,4% (motor 3) e 36,8% (motor 4) e potência

real máxima de 10,4 / 14,1 cv (motor 3) e 10,8kW / 14,7 cv (motor 4).

Os gráficos gerados pelo aplicativo mostram o comportamento da pressão,

temperatura e trabalho para os tempos de compressão e expansão no motor de ciclo Otto.

Figura 4.2 - Perfis de pressão no cilindro para o motor 3 (linha vermelha pontilhada) e motor 3

convertido( linha contínua azul).

Devido a dupla ignição a taxa de queima no motor i-DSI é maior e por isso a queima

é completada mais rapidamente isso faz com que a pressão se eleve rapidamente e consiga

atingir seu ápice em uma posição positiva mais perto do PMS. Como o volume aumenta

59

quando o pistão se desloca do PMS até o PMI uma queima completada perto do PMS faz com

que a pressão seja mais alta do que se a queima fosse completada em um ângulo mais afastado

do PMS como é o caso do motor com apenas uma vela que necessita de uma duração maior

de combustão, essa pressão aumenta mais ainda devido ao fato que a razão de compressão em

um motor com dupla ignição é maior, ou seja, o volume no momento da combustão é menor

ainda.

Figura 4.3 - Perfis de temperatura no cilindro para o motor 3 (linha vermelha pontilhada) e motor 3


A temperatura obtida no aplicativo para a dupla ignição é maior do que a para

ignição única devido ao fato que a liberação de calor na dupla centelha é mais rápida, porém

devido ao fato que a frente de chama na câmara com duas velas toca as paredes do cilindro

em um tempo menos que a frente de chama na câmara com uma vela a temperatura máxima

alcançada é menor do que a descrita no resultado do aplicativo devido ao fato que a

transferência de calor quando a frente de chama alcança as paredes do cilindro é maior.

60

Figura 4.4 - Perfis de trabalho no cilindro para o motor 3 (linha vermelha pontilhada) e motor 3


Como pode ser visto na Figura 4.4 o trabalho de compressão na dupla ignição é

menor, devido ao fato que o avanço da centelha é menor em relação à ignição com uma vela.

E o trabalho realizado aumenta devido ao fato que liberação completa da energia contida no

combustível se dá mais perto do PMS. Devido a esses dois fatores o potência fornecida pelo

motor i-DSI é maior como é visto na Tabela 4.4.

61

5 Conclusão e Perspectivas Futuras

Foi feita uma revisão geral do tema motores de combustão interna, desde definições

e conceitos básicos passando pelo entendimento do funcionamento dos motores de quatro

tempos, pela compreensão de fenômenos físicos ligados a combustão e aqueles relacionados

ao modelo termodinâmico de Kirkpatrick (1996) utilizado nas simulações deste trabalho.

Identificou-se como variáveis essenciais os parâmetros de combustão (duração da

combustão , ponto de ignição , parâmetro de eficiência da combustão a, fator de forma da

câmara n) e um parâmetro geométrico (razão de compressão r) para adaptar o uso do modelo,

inicialmente, desenvolvido para motores com uma vela, à simulação de câmaras com duas

velas.

Adquiriu-se compreensão da influência de parâmetros geométricos e termodinâmicos

do modelo nos valores de potencia e eficiência que caracterizam o desempenho do motor. Os

parâmetros mais sensíveis a variação foram o da eficiência de combustão a e o ponto de

ignição . No entanto, o modelo não reproduz os limites físicos de aumento de pressão e

temperatura internas ao cilindro. Na pratica, o motor teria alcançado seu limite superior de

pressão e temperatura e poderia ocorrer detonação ou ainda autoignição, fenômenos de

combustão anormal que diminuem os valores observados de potencia e eficiência.

Uma vez aferido o modelo para os motores 1 e2, o aplicativo pôde ser usado para

simular uma futura adaptação de uma segunda vela ao sistema de ignição do motor 3. Apesar

de terem sido usados valores da literatura para os parâmetros termodinâmicos, foi avaliado

um desvio máximo 15%. Provavelmente, a maior contribuição está no fato de que foi

utilizado um valor de calor adicionado constante para todos os regimes de operação, dessa

62

forma, o modelo se distancia do motor real que trabalha com valores diferentes de razão ar-

combustível relativa para cada regime de operação do motor.

Diante do exposto, verificou-se que o aplicativo de Kirkpatrick (1996) se mostrou

adequado para prever o comportamento das características de desempenho de motores com

um par de velas de ignição por cilindro, operando no modo de disparo simultâneo, e para

apontar o melhor ajuste dos parâmetros de calibração do sistema de ignição.

Com essas conclusões espera-se dar prosseguimento a este trabalho simulando um modelo

mais complexo em que possa ser introduzido um número maior de variáveis dando assim uma

aproximação mais perfeita da realidade. De forma mais efetiva, deverá ser feito também uma

adaptação de uma segunda vela em um motor monocilíndrico com o intuito de realizar testes em

bancada dinamométrica permitindo verificar a real melhora atribuída a essa tecnologia.

63

6 Referências Bibliográficas

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65

ANEXOS

67

A.1 Esquema de ignição i-DSI

No sistema i-DSI a variação dos pontos de ignição variam com a rotação e carga do motor. A

sequência de imagens da Figura 13 mostra essa variação com a mudança de rotação do motor

Honda L13A em plena carga:

(a) (b)

(c) (d)

(e) (f)

68

(g) (h)

(i) (j)

(l) (m)

Figura A.0.1 - esquema do avanço da ignição em um sistema i-DSI em (a) 500 RPM (b) 1000 RPM (c) 1500

RPM (d) 2000 RPM (e) 2500 RPM (f) 3000 RPM (g) 3500 RPM (h) 4000 RPM (i) 4500 RPM (j) 5000 RPM

(l) 5500 RPM (m) 6000 RPM (http://honda.co.nz/technology/engine/idsi/)

Como pôde ser observado o avanço de cada ponto de ignição é alterado

conforme a rotação do motor aumenta. No início as centelhas são dadas no

mesmo tempo na forma de twin-spark para um controle simples da marcha lenta e

conforme o RPM aumenta as centelhas variam buscando alcançar o máximo

rendimento possível da combustão até chegar a giros elevados quando volta o

sistema de twin-spark para que haja tempo de efetuar a queima completa da

69

mistura. Na Tabela 1 pode-se observar de maneira mais palpável a curva de

avanço desse motor:

Figura A.0.2 - curva de avanço do motor Honda L13A

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000

centelha 1 8 6 8 12 12 11 11 11 13 14 15 15

centelha 2 8 2 5 8 4 6 6 5 6 10 15 15

0

2

4

6

8

10

12

14

16gr

aus

ante

s d

o P

MS

rpm X tempo de centelha

70

APÊNDICES

71

B.1 Estimativa da calor adicionado ao cilindro do motor L13A i-DSI

Heywood (1988) apresentou um procedimento para calcular a massa molecular do gás

admitido no motor, um dos dados de entrada do aplicativo de Kirkpatrick (1996). Admitindo que a

gasolina seja bem representada pelo n-isoctano C8H18, tem-se o seguinte balanceamento:

C8H18 + 12,5(O2 + 3,773N2) = 8CO2 + 9H2O + 47,16N2

Em mols:

1 + 12,5(1 + 3,773) = 8 + 9 + 47,16

1 + 59,66 = 64,16

Em termos de massa molecular:

114,15 + 59,66 X 28,96 = 8 X 44,01 + 9 X 18,02 + 47,16 X 28,16

114,5 + 1727,8 = 1842,3

Por unidade de massa de combustível:

1 + 15,14 = 16,14

As massas moleculares para os reagentes e produtos ficam:

( )

( )

ou

A razão ar-combustível relativa é definida como:

( ) ( )

Assim, como o motor é simulado em condições de plena carga, potência máxima a 5700rpm, tem-se

= 0,95, o que significa uma mistura mais rica em combustível obtendo assim a maior potência

possível. Logo admitindo esse valor podemos corrigir a massa molecular dos reagentes:

( ) ( )

72

( )

( )

Admitindo 100% de eficiência volumétrica no torque máximo (119 N.m a 2800rpm) calcula-se:

Como tem-se potência máxima de 63kW a 5700rpm admitindo proporcionalidade entre eficiência

volumétrica e desempenho tem-se:

2800rpm 34,9kW

5700rpm

Daí resulta: = 71kW

71kW 100%

Logo

Assim o que entra de mistura na potência máxima é 88,7% de 1339 cm³ ou 1187,7cm³.

Seja 1/16 a parcela de combustível na mistura, ela ocupa:

Var = 1187,7 *14,383 / (14,383+1) = 1078 cm3

Cada mol de combustível ocupa 22,4L nas CNTPs e sabendo que a Mar = 29g/mol

mar = (1078 / 22400) mols * 29 g/mol = 1,4 g ----- mcomb = 1,4 /14,383 = 0,1g*43283 = 4202 J

mC7H17 = = 1,4 /14,383 = 0,1g / ciclo

Qin = mC7H17*PCS = 0,1g*43283 = 4202 J (motor 1339 cm^3) --- Para 125cm^3, Qin = 392 J

silva abril2012 final

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