simulaÇÃo e anÁlise de um motor quatro tempos a …

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE

CENTRO DE TECNOLOGIA

CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA

SIMULAÇÃO E ANÁLISE DE UM MOTOR QUATRO

TEMPOS A DIESEL

HELTON VIEIRA DE CARVALHO

NATAL- RN, 2020





TEMPOS A DIESEL


Trabalho de Conclusão de Curso

apresentado ao curso de Engenharia

Mecânica da Universidade Federal do

Rio Grande do Norte como parte dos

requisitos para a obtenção do título de

Engenheiro Mecânico, orientado pelo

Prof. Dr. Cleiton Rubens Formiga

Barbosa.

NATAL - RN

2020





TEMPOS A DIESEL


Banca Examinadora do Trabalho de Conclusão de Curso

MSc. Alysson Nascimento de Lucena

___________________________

Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Externo

MSc. Cleiton Rubens Formiga Barbosa Júnior ___________________________ Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Externo

Prof. Dr Cleiton Rubens Formiga Barbosa

___________________________

Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Orientador

NATAL, 17 de dezembro de 2020.

i

Dedicatória

Primeiramente, dedico este trabalho ao nosso todo poderoso e bom Deus,

que não desistiu de mim em momento algum.

Dedido ao meu filho Henrique Lira de Carvalho. A Joia preciosa que Deus me deu

nessa vida.

Dedico também aos meus pais, irmãos, familiares e amigos em geral.

E para finalizar, gostaria de dedicar esse trabalho ao professor Cleiton Rubens

Formiga Barbosa.

ii

Agradecimentos

Agradeço aos meus pais Milton e Rosângela, por sempre estarem ao meu

lado e sempre acreditarem em mim. Por me auxiliarem de todas as formas possíveis

nesse percurso.

Agradeço ao Professor Dr. Cleiton Rubens Formiga Barbosa por sempre

estar à disposição e por me incentivar nessa trajetória desde que nos conhecemos.

Além de um grande professor, para mim se tornou um grande amigo.

Agradeço a todos os meus amigos da graduação que, direta ou

indiretamente, fazem parte dessa conquista.

Agradeço a instituição de ensino UFRN pelo suporte e tudo que me ofertou

nesse tempo em que fui aluno.

iii

CARVALHO, Helton Vieira de. SIMULAÇÃO E ANÁLISE DE UM MOTOR

QUATRO TEMPOS A DIESEL. 2020. 61p. Trabalho de Conclusão de Curso

(Graduação em Engenharia Mecânica) - Universidade Federal do Rio Grande do

Norte, Natal-RN, 2020.

Resumo

No presente trabalho realizou-se a simulação de um motor de combustão

interna de ignição espontânea quatro tempos tomando como base os

parâmetros geométricos e de desempenho do motor FPT 2.0 Turbodiesel 16V

Multijet II que equipa o modelo Renegade. Com a utilização do software

Diesel-RK foi possível estimar e obter uma aproximação dos parâmetros

integrais do motor tomando como base os regimes de potência máxima,

torque máximo e marcha lenta, dados esses disponibilizados pelo catálogo do

fabricante. O motor virtual apresentou desempenho inferior, em termos de

potência de eixo à 13,55 % do motor real. A versatilidade do software permite

projetar e simular diferentes configurações de motores de combustão interna

para as mais diversas aplicações – marítima, terrestre e aeronáutica. Devido a

sua robustez, a customização de cada parâmetro operacional traz uma melhor

compreensão e sensibilidade do usuário na medida que varia-se o regime de

operação do motor.

Palavras-chave: modos de operação, performance, simulação, Diesel-RK

iv

CARVALHO, Helton Vieira de. SIMULATION AND ANALYSIS OF A FOUR

STROKE DIESEL ENGINE. 2020. 61 p. Conclusion work project (Graduate in

Mechanical Engineering) - Federal University of Rio Grande do Norte, Natal-RN,

2020.

Abstract

In the present work, a simulation of a four-stroke spontaneous internal combustion

engine simulation was carried out based on the geometric and performance

parameters of the FPT 2.0 Turbodiesel 16V Multijet II engine that equips the

Renegade model. With the use of the Diesel-RK software, it was possible to

estimate and obtain an approximation of the integral engine parameters based on

the maximum power, maximum torque and idle speed regimes, data provided by

the manufacturer's catalog. The virtual engine had a lower performance, in terms

of axle power than 13.55% of the real engine. The software's versatility allows it to

design and simulate different configurations of internal combustion engines for the

most diverse applications - marine, land and aeronautical. Due to its robustness,

the customization of each operational parameter brings a better understanding

and sensitivity to the user as the engine operating regime varies.

Keywords: Diesel engine, performance, simulation, Diesel-RK.

v

Sumário

Dedicatória ...................................................................................................... i

Agradecimentos .............................................................................................. ii

Resumo ......................................................................................................... iii

Abstract .......................................................................................................... v

Sumário .......................................................................................................... v

1 Introdução .................................................................................................... 1

1.1 Objetivos .......................................................................................................... 1

1.1.1 Objetivo geral ................................................................................. 1

1.1.2 Objetivos específicos ...................................................................... 1

2 Revisão Bibliográfica ................................................................................... 2

2.1 Definição de Máquinas Térmicas ..................................................................... 2

2.1.1 Classificação das máquinas térmicas…………………….………………..2

2.1.2 Tipos de motores de combustão interna…………………………………..3

2.2 Injeção de combustível .................................................................................... 4

2.3 Razão ar - combustível .................................................................................... 5

2.4 Avanço da injeção de combustível ................................................................... 6

2.5 Tempo de válvulas ........................................................................................... 6

2.6 Eficiência volumétrica ...................................................................................... 6

2.7 Motor turbo-carregado………………………………………………………………7

2.8 Potência efetiva e indicada .............................................................................. 8

2.9 Consumo específico......................................................................................... 8

2.10 Torque e potência .......................................................................................... 9

3 Metodologia ................................................................................................. 9

3.1 Procedimentos ............................................................................................... 10

3.1.1 Entrada de dados ......................................................................... 10

vi

3.1.2 Preenchimento da tabela modo de operação para Potência

máxima em 3750 RPM ....................................................................................... 14

3.1.3 Verificação e correção da configuração do bico e o formato da

Câmara de combustão para 3750 RPM ............................................................. 16

3.1.4 Verificação das correções de injeção para 3750 RPM ................. 19

3.1.5 Primeira simulação para determinação da Potência Máxima 3750

RPM…………………………………………………………………………………….21

3.1.6 Otimização do tempo de injeção na potência máxima…………...22

3.2 Cálculo do torque máximo………………………………………………………..24

3.2.1 Otimização do tempo de injeção de combustível no torque

máximo……………………………………………………………………………………26

3.3 Calculo do regime de marcha lenta………………………………………………28

3.4 Cálculo do regime de alta potência intermediária………………………………30

4 Resultados e Discussões .......................................................................... 34

5 Conclusões ................................................................................................ 35

6 Referências ............................................................................................... 36

7 Anexos ....................................................................................................... 37

1

1 Introdução

Com o desenvolvimento e disseminação da computação, estudos em

engenharia se aproveitaram destas ferramentas para explicar melhor o

funcionamento dos motores de combustão interna. Tomando como base esses

aspectos foram desenvolvidos softwares que são muito utilizados pelas industrias

para simulação dos mais variados processos.

A crescente demanda mundial por energia e a maior restrição na emissão de

poluentes fizeram com que as industrias procurassem desenvolver novas

tecnologias que busquem otimizar os parãmetros de desempenho dos motores.

Por ser viável do ponto de vista econômico – visto que não requer a criação

de um protótipo e o tempo de resposta obtido é mais rapido - a prática da simulação

permite fazer: reparos, simplicações e modificações do modelo estudado, e até

mesmo a criação de um novo modelo.

Baseado nesses fatos, o presente trabalho consiste na análise dos

parâmetros de desempenho do motor FPT 2.0 Turbodiesel 16V Multijet II cujas

análises foram conduzidas através do software Diesel-RK – programa desenvolvido

pela Moscow Bauman Technical University.

1.1 Objetivos

1.1.1 Objetivo geral

O objetivo geral da pesquisa consiste na simulação e análise da influência

dos principais parâmetros operacionais e de projeto no desempenho de um motor

diesel de quartro tempos.

1.1.2 Objetivos específicos

- Comparação entre Potência, torque e consumo específico do motor Real

com o motor virtual.

- Otimizar o tempo de injeção em cada regime de operação do motor.

- Obter as características de desempenho para cada faixa de rotação em

que o motor estiver operando.

2

2 Revisão Bibliográfica

2.1 Definição Máquinas Térmicas

Segundo Brunetti (2012) as máquinas térmicas são dispositivos que utilizam

fluido ativo – mistura de ar e combustível – para transformar calor em trabalho. Em

outras palavras a obtenção do trabalho se dá através de reações químicas pelas

quais o fluido ativo passa, onde o calor gerado através da energia química é

convertido em trabalho mecânico.

2.1.1 Classificação das máquinas térmicas

A classificação das máquinas térmicas se dá de acordo com a participação

do fluido ativo no processo de combustão. Elas são classificadas em máquinas de

combustão interna e externa. Na primeira o fluido ativo participa diretamente do

processo de combustão dentro da fronteira de um sistema onde o calor gerado é

convertido em trabalho. Já na segunda o fluido arecebe energia de uma fonte

externa e o calor gerado tem como produto final o trabalho. (ÇENGEL, 2013)

2.1.2 Tipos de motores de combustão interna

Quanto aos tipos de motores de combustão interna, segundo Brunetti

(2012), existem três tipos:

• Motores rotativos

São motores cujo movimento de rotação proveniente da combustão tem

como produto final o trabalho.

Exemplo: turbina a gás, motor wankel.

• Motores de impulso

Nos motores de impulso os gases expelidos a altas velocidades e

temperatura pelo motor são responsáveis por produzir maior empuxo e através

dessa força de reação o trabalho é obtido.

Exemplos: Foguetes e motor a jato.

3

• Motores alternativos

Nos motores alternativos tem-se a transformação de um movimento de

translação em movimento de rotação de eixo através do sistema biela-manivela.

Quanto à disposição dos órgãos internos, os pistões e o sistema biela

manivela podem assumir diversas posições, tais como: Em linha, em V e opostos ou

boxer, esse tipo de nomenclatura refere-se a disposição do cilindro em torno do

virabrequim

No motor FPT 2.0 Turbodiesel 16V Multijet II a diposição dos órgãos internos

são em linha, como mostrado na Figura 01.

Figura 01 - Posições do pistão.

Fonte: (Brunetti, 2012).

Heywood (2018) e Brunetti (2012) apresentam a nomenclatura básica de um

motor de combustão interna alternativa (MICA).

PMS: Ponto Morto Superior – Compreende a posição mais próxima do pistão

em relação ao cabeçote.

PMI: Ponto Morto Inferior – Compreende a posição de máximo afastamento

do pistão em relação ao cabeçote.

S: Curso do pistão – Deslocamento realizado pelo pistão do PMS ao PMI.

4

V1: Volume total – Máximo volume dentro da câmara de combustão, quando

o pistão está no PMI.

V2: Volume morto – Menor volume obtido dentro da câmara de combustão,

quando o pistão encontram-se no ponto morto superior, na posição do PMS.

Vdu: Cilindrada unitária – Volume referente a um único cilindro cujo valor

pode ser obtido através do deslocamento do pistão no ponto morto superior até o

ponto morto inferior.

z: Número de cilindros do motor.

D: Diâmetro dos cilindros do motor.

Vd: Volume deslocado do motor – Compreende a soma de todas as

cilindradas unitárias´, ou seja, é o produto da cilindrada unitária pelo número de

cilindros que o motor possui.

Equação 01, o volume deslocado é dado por:

𝑉𝑑 = 𝑉𝑑𝑢 × 𝑧 = 𝜋 × 𝐷2

4𝑆 × 𝑧 (1)

2.2 Injeção de combustível

Com o passar do tempo o carburador deixou de ser utilizado pois o sistema

de injeção permitia um maior controle da combustão e tinha como ponto positivo a

redução de poluentes, fazendo com que o desempenho do motor melhorasse.

A Figura 03 mostra o diagrama esquemático do sistema de injeção Diesel do

tipo Common Rail. O fluxo de ar no coletor de admissão é livre, isto é, não existe não

existe a borboleta do acelerador estrangulando a passagem de ar até o cilindro do

motor. A potência do motor é regulada pelo débito (massa de Diesel) de combutível

controlado pelo sistema eletrônico de injeção Common Rail.

A pressão de injeção dos veículos automotivos com a injeção Common Rail

é da ordem de 1500 a 3000 bar. Quanto maior o nível da pressão de injeção melhor

a atomização do combustível na câmara de combustão do motor Diesel.

5 Figura 02: Sistemas de injeção de combustível

Fonte: Adaptado de HEYWOOD (2018).

O sistema utilizado pelo veículo desta simulação utiliza o sistema de injeção

Common Rail com gerenciamento eletrônico do motor.

2.3 Razão ar- combustível

De acordo com Brunetti (2012), a razão ar-combustível pode ser expressa

através da seguinte equação:

𝜆 = 1

𝐹=

𝑚𝑎

𝑚𝑐=

�̇�𝑎

𝑚𝑐̇ (2)

A relação ar-combustível é dita estequiométrica quando a massa de ar e de

combustível que está sendo admita para dentro do motor são equivalentes, ou seja,

λ = 1,00. Esse valor teórico dado como referência, indica o quão homogêneo é a sua

mistura. Quanto mais próximo da estequiométrica mais completa será a combustão

e melhor será o desempenho do motor.

Dizemos que a mistura é rica quando λ <1,00 pois, de acordo com a

equação, tem-se uma maior quantidade de combustível do que massa de ar

admitida pelo motor. Um motor utiliza mistura levemente rica quando está em

máxima potência, plena carga ou está partindo a frio (sendo ligado). A mistura rica

6

pode causar alguns problemas como: instabilidade na rotação de funcionamento e

dificultade de propagação da chama (popularmente conhecido como afogamento).

Para λ>1,00, essa mistura é considerada pobre, ou seja, a proporção de ar

admitida para dentro da câmara é maior do que a proporção de combustível. Essa

mistura pode causar o superaquecimento da câmara e da ignição do fluido admitido,

além de instabilidade na rotação do motor.

Segundo Brunetti (2012) a mistura econômica – mistura levemente pobre, de

forma que o excesso de ar provoque uma combustão completa e adequada do

combustível admitido – é responsável por produzir o menor consumo específico e

dessa forma contribui para a redução da emissão de monóxido de carbono;

2.4 Avanço da injeção de combustível

Quando o pistão se aproxima do PMS, no final do curso de compressão

existe um determinado ângulo medido na árvore de manivelas [CA] que proporciona

ao motor Diesel o melhor rendimento. Se o início da injeção de combustível for

diferente deste instante, o rendimento do motor será reduzido. No software Diesel –

RK, este é um parâmetro importante para a otimização do motor virtual.

2.5 Tempo de válvulas

A determinação da abertura e fechamento das válvulas de admissão e

escape são importantes para que se tenha uma otimização da potência do motor,

pois a eficiência volumétrica depende do tempo de abertura e fechamento dessas

válvulas.

2.6 Eficiência volumétrica

Segundo Brunetti (2012), a eficiência volumétrica representa em termos

percentuais a quantidade de massa realmente admita para dentro do cilindro em

relação a quantidade total de massa que teoricamente o cilindro poderia ocupar,

levando em consideração a mesma massa específica do ambiente circundante. A

Equação 03 representa essa eficiência, sendo o 2 correspondente a duas voltas

para completar o ciclo do motor e o n as revoluções por unidade de tempo.

7

𝜂𝑣 = 2�̇�𝑎

𝑉𝑑 × 𝑛 × 𝜌𝑎

(3)

2.7 Motor turbo-carregado

O motor de combustão interna turbo-carregado utiliza a energia cinética dos

gases de exaustão para acionar o eixo da turbina, que por sua vez aciona o

compressor de ar de admissão do motor. Ao comprimir o ar no coletor de admissão,

o turbo-compressor aumenta a densidade do ar admitido no cilindro e

consequentemente a sua eficiência volumétrica. Em outras palavras, com maior

massa de ar no cilindro, tem-se uma maior massa de oxigênio disponível para a

oxidação do combustível.

A Figura 03 extraída do tutorial do software Diesel – RK, ilustra o diagrama

esquemático de um turbo-compressor de um motor de combustão interna e seus

mapas característicos de rendimento.

Figura 03: Diagrama esquemático de um turbo-compressor e curva característica.

Próprio autor - software Diesel-RK.

8

2.8 Potência efetiva e indicada

Conforme Brunetti (2012) a potência efetiva pode ser descrita como a

potência entregue integralmente ao eixo do motor, essa potência pode ser medida

através de um dinamômetro. Já a potência indicada é a potência desenvolvida pelo

ciclo termodinâmico do fluido ativo dentro do cilindro

A Equação 04 e 05 transcrevem, respectivamente, a potência efetiva e a

potência indicada.

𝑁𝑒 = 𝑇 × 2𝜋 × 𝑛 (4)

𝑁𝑖 = 𝑊𝑖 ×𝑛

2× 𝑧 (5)

De acordo com a Segunda Lei da Termodinâmica nem todo calor fornecido a

um ciclo pode ser tranformado em trabalho. Baseado nesse fato, segundo Brunnetti

(2012) a potência desenvoldida dentro do cilindro (potência indicada) será sempre

menor do que fluxo de calor, pois uma parte da energia pode ser cedida para uma

fonte fria e a outra parte pode chegar a não se converter, uma vez que a combustão

não é 100% completa. Por sua vez a potência efetiva será menor do que a potência

indicada pois parte dessa energia proveniente da combustão é perdida devido as

irreversibilidades por atrito. Baseado no que foi exposto define-se a potência de

atrito de através da equação 06:

𝑁𝑎 = (𝑧 − 1)𝑁𝑒 − 𝑧𝑁′𝑒 (6)

Onde 𝑁′𝑒é a potência efetiva com um cilindro desligado.

2.9 Consumo específico

O consumo específico de combustível é definido como a razão entre a

massa de combustível admitida e a potência efetiva. Portanto, o consumo específico

indica a quantidade de combustível necessária para produzir uma unidade de

potência. Logo, quanto menor for o consumo específico para uma dada potência

mais eficiente será o motor.

A Equação 07 apresenta o consumo específico.

9

𝐶𝑒 = �̇�𝑐

𝑁𝑒

(7)

2.10 Torque e potência

Conforme Brunetti (2012):

Tomando como base a equação 04 podemos reescrever o torque e a

potência efetiva, respectivamente, através do produto da eficiência global, poder

calorífico e o consumo da massa de combustível.

𝑇 = 𝜂𝑣 𝜂𝑚𝜂𝑡 𝑉𝑑 𝜌𝑒 F pci 1

2𝜋𝑥 (8)

𝑁𝑒 = 𝜂𝑣 𝜂𝑚𝜂𝑡 n 𝑉𝑑 𝜌𝑒 F pci 1

𝑥 (9)

Onde:

𝜂𝑡 = eficiência térmica, ou seja, razão entre potência indicada e o fluxo de

calor.

𝜂𝑚 = eficiência mecânica, é a razão entre a potência de eixo ea potência

indicada.

pci. = poder calorífico inferior do combustível.

3 Metodologia

Tomando como base o tutorial fornecido por desenvolvedores do software

Diesel-RK, o principal objetivo para que se possa realizar a simulação, consiste em

importar os parâmetros de entrada de um motor pré-selecionado. No final da

simulação, para o regime de potência máxima, se o valor entre a potência do

fabricante e a fornecida pelo programa estiver dentro de uma margem de 15%, dar-

se-á prosseguimento na determinação dos outros regimes de operação com o intuito

de obter como resposta as características do motor em função da rotação.

10

Os parâmetros de entrada podem ser vistos na Tabela 01.

Tabela 01 – Especificações do motor FPT 2.0 Turbodiesel 16V Multijet II.

Fonte: Adaptado de https://www.autoentusiastas.com.br/2016/08/renegade-longitude-

diesel-semana/

3.1 Procedimentos

3.1.1 Entrada de dados

Ao iniciar o programa o assistente de criação requisitará do usuário a

seleção das informações técnicas do motor, como mostrado na Tabela 01. Como

podemos ver o motor em questão utiliza o sistema de injeção direta Common Rail e

combustível utilizado é o Diesel S-10.

Por simplificação e indisponibilidade de informações veremos que o

combustível utilizado será o Diesel nº 2 (combustível padrão fornecido pelo

programa). Observa-se que, quanto à disposição dos órgãos o motor é em linha,

operando em 4 tempos e o sistema de arrefecimento é o líquido.

Após importar o diâmetro do cilindro, curso do pistão (S), rotação nominal

fornecida pelo fabricante (RPM) na potência máxima e a razão de compressão,

11

determinar os parâmetros ambientais ao nível do mar. A aplicação será ao nível do

mar e a temperatura sugerida pelo tutorial, no caso escolhido foi 298K (25 ºC).

Figura 04. Informações técnicas solicitadas

Fonte: Próprio autor - software Diesel-RK.

Como o motor estudado possui turbocompressor o próximo passo é preencher os

dados relativos a razão de pressão do compressor - PRc, o número de válvulas por cilindro

e a pressão de injeção - Pinj. Por se tratar de um sistema common rail a pressão de injeção

será mais do que 1000 bar, o número de válvulas por cilindro será 4.

O gráfico da Figura 06 fornecido pelo tutorial permite determinar a taxa de

compressão do compressor para o regime de potência máxima em função da pressão média

efetiva (PME ou BMEP).

De acordo com Manual de tecnologia automativa da BOSH (25ª edição) para carros

de passeio a motores Diesel a BMEP varia de 12 a 20 bar, Figura 05. Tomando-se o valor

12

de 18 bar têm-se aproximadamente uma PRc de 3,2. Com base nos dados informados

podemos prosseguir com a importação dos dados como mostrado na Figura 07.

Figura 05: Dados comparativos entre os diferentes tipos de motor.

Fonte: Manual de tecnologia automotiva BOSH

13 Figura 06: Razão de pressão do compressor em função da BMEP

Fonte: Tutorial 2 Diesel-RK.

Figura 07: Taxa de pressão no compressor, pressão de injeção e número de válvulas por cilindro.


Após efetuar a importação dos dados mostrados anteriormente, o programa

irá mostrar a tela inicial – Figura 08. O primeiro passo será salvar o projeto para que

posteriormente seja preenchida a tabela dos modos de operação para cada regime

de rotação do motor – Figura 21.

14 Figura 08: Tela inicial do Software


O próximo passo consiste em salvar o projeto, editar a tabela para os modos

de operação do motor para ter-se como resultado final as características de

desempenho em função de RPM.

Para fins de preenchimento da tabela, preencher em toda primeira linha os

decréscimos da RPM gradualmente. Para o motor estudado o incremento de RPM

foi definido como: 3750, 1750, 2750, 750.

3.1.2 Preenchimento da tabela modo de operação para Potência máxima em

3750 RPM

No modo de simulação de processo no cilindro, localizado no canto superior

esquerdo canto da tabela Modo de operação, calcular para o regime de potência

máxima o suprimento de combustível cíclico de um motor a 4 tempos modo de

energia de acordo com a equação 1:

Onde, de acordo com a nomenclatura do tutorial:

15

SFC - consumo específico de combustível [g / kWh] que pode ser selecionado a

partir da Tabela x no tipo de motor;

Power- potência do motor [kW],

RPM - rotações por minuto de virabrequim [min-1],

icyl - número de cilindros por motor.

(10)

De acordo com os dados fornecidos os valores para encontrar a massa de

combustível mf foram:

SFC = 235 [g / kWh];

Power (potência, nesse caso total): 126,77 [kW];

RPM = 3750;

Icyl = 4;

Substituindo na equação (10) tem-se para o regime de potência máxima uma massa

ciclica de combustível mf = 0,066 [g].

Para dar continuidade ao preenchimento da tabela, para a primeira coluna, no modo

de potência máxima em 3750 RPM, algumas restrições devem ser consideradas:

1. Para uma primeira forma de aproximação, definir 6º < deg. BTDC.< 8º;

onde deg. BTDC é o tempo de injeção antes do ponto morto superior – o

valor escolhido inicialmente foi de7º.

2. Definir as perdas máximas no em 0,04 bar e as perdas na entrada em a 0,02

bar;

3. Definir a pressão antes da turbina como igual ou ligeiramente menor que a

pressão após o compressor, os valores podem ficar zerados de acordo com

o tutorial;

16

4. Definir a eficiência do turbocompressor TC para o regime de potência total

com base no valor da Tabela 02. Já a eficiência do compressor C pode ser

determinada como:

C = (TC) ^ 1/2 ; (11)

Tabela 02 Valor aproximado do SFC e TC para diferentes motores Diesel.


3.1.3 Verificação e correção da configuração do bico e o formato da Câmara

de combustão para 3750 RPM.

Após preenchimento da coluna para o regime de potência máxima o próximo

passo será configurar o bico injector e definir o formato da câmara de combustão.

O procedimento realizado pelo tutorial, consiste apenas em determinar o

diâmetro do oríficio do bico injetor e o número de injetores em função do diâmetro do

cilindro. Para isso utiliza-se como parâmetro o gráfico do tutorial mostrado na

sequência - Figura 09.

17 Figura 09: Número de injetores (a) e diâmetro do oríficio (b) do bico em função do diâmetro

do cilindro Dcyl [mm].


De acordo com o Tutorial 2 do software, nos modernos motores diesel de

alta velocidade, com um diâmetro do cilindro inferior a 150 mm e pressão de injeção

de 1000 bar ou mais, o diâmetro do orifício do bico pode ser reduzido em 0,1 até

0,15 mm e o número de orifícios de Sprays aumentar para 6 ou 7 – onde o valor final

foi o escolhido.

No motor estudado, pelo fato do diâmetro ser de 83 mm, de acordo com o

gráfico o diâmetro do bico injetor poderia ser de aproximadamente 0,3 mm, porém

como o Sistema de injeção é o Common Rail efetuou-se uma redução de 0,15 mm e

o resultado a ser inserido foi de 0,15mm.

Na Figura 10, pode ser observado o valor de 0,15 mm sendo importado no

software.

18 Figura 10: Configuração do bico injetor


No que diz respeito a câmara de combustão, como informações sobre a

geometria e fomato não foram encontrados na literatura, tomou-se como base os

formatos da câmara de combustão como dependência da BMEP e diâmetro de do

cilindro Dcyl fornecidos pelo tutorial, como pode ser observado na Figura xxx.

Figura 11: Definição da cavidade do pistão com base nos diferentes diâmetros de cada

cilindro e BMEP.


19

O modelo do fomato da câmara de combustão que mais se aproximava

dentro da faixa de operação foi o DOOSAN P158FE – disponível na biblioteca do

sotware, como pode ser mostrado na Figura 12.

Figura 12: Determinação da câmara de combustão


3.1.4 Verificação das correções de injeção para 3750 RPM

Ajuste a duração da injeção de combustível de modo que a pressão máxima

de injeção Pinj corresponda para um dado motor ao sistema de suprimento de

combustível. Como o Sistema é o common Rail utilizou-se a pressão de 1600 Bar e

o respectivo ângulo de manivela (Crank Angle [CA]) foi de 18,16º, como pode ser

visto na Figura 13.

20 Figura 13: Característica de injeção de combustível para diferentes o suprimento de

combustível de 0,068 g.


21

3.1.5 Primeira simulação para determinação da Potência Máxima 3750 RPM

Como o regime de torque máximo e marcha lenta depende da Potência

máxima esse regime deve ser o primeiro a ser simulado, para que posteriormente

possamos fazer o preenchimento da tabela para os outros regimes.

Para executar a simulação é necessário clicar na opção ICE Simulation

(Internal Combustion Engines Simulation – Simulação de MCIs) que pode ser

acessada por uma seta azul (RUN) no canto superior do software. Como resultado

dessa simulação tem-se a tabela de parâmetros integrais do motor (Engine

Parameters), a injeção de combustível e taxa de liberação de calor (Fuel Injection

and Heat Release).

Figura 14. Comandos básicos do software.

Fonte: Software Diesel-RK.

Figura 15. Parâmetros integrais – eficiência e potência.



22

Nesta etapa, para que se possa dar prosseguimento a simulação a análise

dos parâmetros do modo de potência total deve ser efetuado, para isso algumas

restrições devem ser obedecidas conforme o tutorial:

- Para o diesel de transporte, o excesso de fator de ar ele deve estar

dentro de = 1,75 ÷ 2,05. (Valor não encontrado na tabela de parâmetros integrais)

- A eficiência volumétrica v deve estar na faixa de 0,93 ± 0,98. Na tabela o

valor encontrado foi de 0. 0.93445 - Eta_v - Volumetric Efficiency.

- Para o tempo de combustão z. O valor deve estar dentro de 70 ÷ 90graus.

Na tabela o valor encontrado foi de 137.40 - Phi_z - Combustion duration, deg

- esse valor pode ser ajustado alterando-se a razão de pressão do compressor,

realizando várias simiulações pode-se constatar, porém, mesmo realizando essa

alteração outros valores irão ser alterados também. Para manter a simplificação a

simulação continuará, mesmo com a divergência de valores.

3.1.6 Otimização do tempo de injeção na potência máxima

Para efetuar a otimização do tempo de combustivel, selecione 1D scanning:

scanning => Radio Buttom 1D Scanning>. Selecione um argumento para a

verificação: Theta_i (Tempo de injeção). Clique no botão [>>] e, na janela exibida,

insira: - mín. Valor Theta_i: 4 graus. antes do TDC, - máx. Valor Theta_i: 12 graus.

antes do TDC, - Número de pontos de cálculo: 5 Clique em OK, feche a janela e

execute a digitalização. Como resultado, plote a potência efetiva P_eng [kW] vs.

Tempo de injeção Theta_i e também a Pressão máxima do cilindro p_max [bar], a

taxa máxima de aumento da pressão dp / dTheta [bar / deg] e o consumo de

combustível específico SFC [kg / kWh] vs. tempo de injeção Theta_i, conforme

mostrado na Figura 16.

23

Escolha o ângulo ideal de tempo de injeção guiado pelas seguintes

considerações:

A pressão máxima de ciclo para um motor de transporte com BMEP ≈ 16

não deve exceder 170 bar: p_máx < 170 bar;

O consumo de combustível deve ser mínimo SFC => MIN;

A taxa de aumento da pressão não deve exceder o limite: dp / dTheta; Feito o escaneamento o seguinte gráfico é gerado, conforme Figura xxxx.

Figura 16: Dependência da potência efetiva P_eng, o cilindro máximo pressão p_max [bar],

a taxa de aumento da pressão dp / dTheta e o combustível específico SFC de consumo [kg /

kWh] na injeção de combustível Theta_i no modo de potência máxima.


24

Observando os gráficos vemos que, por acaso, o melhor ponto será o valor o

BTDC = 8º.

3.2 Cálculo do torque máximo

Para encontrar a massa ciclica de combustível no modo de operação para o

torque máximo a seguinte equação deve ser usada:

(12)

Tmax = 350,1 Nm, torque fornecido pelo fabricante em 1750 RPM;

Tpmax = 314,15 Nm, torque encontrado através da simulação do primeiro

modo;

mfpmax = 0,066, massa de combustível na potência máxima;

0,97 = constante empírica fornecida pelo tutorial;

Substituindo na equação (12) tem -se o vamor de mftmax = 0,071 [g];

- A relação de pressão do compressor PRcTmax no regime de torque

máximo pode ser calculado como:

(13)

PRc pmax = 2,65, razão de pressão no compressor no regime de potência

máxima, então:

PRCTmax = 0,905 *2,65 = 2,4

- A eficiência do turbocompressor no regime de torque máximo excede a

da potência máxima regime em 1 ± 2%, logo:

TCTmax = 1,02 *TCpmax = 1,02 * 0,47 = 0,48; (14)

25

- A perda de pressão antes do compressor e pressão diferencial de

exaustão são, respectivamente, a metade do valor para a potência

máxima, portanto:

Pressão antes do compressor (Inlet pressure losses) = 0,01 bar;

Pressão diferencial de exaustão (Differential Pressure exhaust) = 0,02 bar;

- A pressão inicial antes da turbina (Avarage total Turbrine inlet pressure)

pode ser definida como 0,9 PRcTmáx, portanto:

ATTIP = 9 PRcTmáx (15)

pressão inicial antes da turbina = 0,9 *2,5 = 2,25;

- A perda de pressão nos gases de escape e admissão no regime de

torque máximo é a metade do inserido para a potência máxima.

- De acordo com a equação (11) a eficiência adiabática do compressor

será CTmax = (0,48) ^ 1/2, então:

CTmax = 0,69;

Determinado os valores para o torque máximo, inseri-los na tabela de modo

de operaçao.

Como o Sistema do motor estudado é o Common Rail, as características de

injeção para o regime de torque máximo podem ser encontradas da mesma forma

que foram encontradas para a potência máxima e a pressão de injeção Pinj pode ser

considerada a mesma, no caso Pinj = 1600 bar.

Este ultimo passo pode ser evidenciado na Figura 17.

26 Figura 17: Característica de injeção de combustível para o suprimento de combustível de

0,071 g.


3.2.1 Otimização do tempo de injeção de combustível no torque máximo

A otimização do tempo de injeção para encontrar o melhor deg. BTDC no

torque máximo pode ser encontrado da mesma forma como foi encontrado para a

potência máxima. Porém apenas duas ser consideradas, a p_max, SFC e torque são

plotados conforme Figura 18.

27

Figura 18: Dependência do consumo específico de combustível SFC [kg / kWh], o máximo

pressão do cilindro p_max [bar] e torque no tempo de injeção de combustível Theta_i no

máximo regime de torque.


As restrição para o melhor ângulo são as mesmas que ass citada para o

torque máximo, ou seja: SFC = MIN e P_max < 170 bar.

Observando os gráficos acima o ângulo que melhor atende as retrições é o

de Theta_i = 4º, porém, observou-se que essas restrições são para um dado tipo de

motor com características de projetos diferentes do motor estudado, por falta de

informações para determinar o melhor Theta_i, manteve-se o valor de 8º.

Como dito anteriormente, para efeitos de simplificação manteve-se a mesma

massa cíclica de combustível nessa etapa da simulação.

Obtido o ângulo, substiuir na tabela do modo de operação.

28

3.3 Calculo do regime de marcha lenta

Para o cálculo do regime de marcha lenta basta resolver as equações

abaixo. Os resultados obtidos devem ser substuídos na tabela do modo de operação

para o regime de marcha lenta na rotação de 750 RPM.

Massa de combustível do ciclo: = 0,0071 [g] (16)

Perdas de pressão de entrada: = 0,001 bar (17)

Pressão diferencial na exaustão: = 0,002 bar (18)

Razão de pressão do compressor:

Pressão média total de entrada da turbina:

Eficiência do turbocompressor:

Tempo de injeção de combustível Theta_i_Idle: 4

Esses valores serão evidênciados na tabela do modo de operação para o

regime de marcha lenta na rotação de 750 RPM.

Após importação dos dados ajustar a pressão de injeção para o valor mais

próximo de Pinj Max ≈ 500 bar (para Sistema Common Rail).

O respectivo deg. BTDC [CA ]pode ser observado na Figura19.




Após essa etapa do procedimento deve-se determinar a última coluna, no

caso o regime de alta potência intermediária.

30

3.4 Cálculo do regime de alta potência intermediária

Nesta etapa da simulação para preenchimento da tabela no modo de operação

de alta potência intermediária é feito coom base nas equações fornecidas pelo tutorial.

Massa de combustível do ciclo: = 0,068g (19)

Perdas de pressão de entrada: = 0,015 bar (20)

Pressão diferencial na exaustão: =0,03 bar (21)

Razão de pressão do compressor: = 2,57 (22)

Pressão média total de entrada da turbina: = 2,13 (23)

Eficiência do turbocompressor: = 0,476 (24)

Tempo de injeção de combustível = 8º (25)

Ajuste a duração da injeção de modo que a pressão máxima do combustível

seja igual para o regime de torque máximo (para sistema Common Rail), ou seja, a

pressão de injeção Pinj deve estar em torno de 1600 bar, como poder ser observado

na Figura 20.




Após esta etapa a tabela dos modos de operação estará preenchida para os

decaimentos de RPM escolhidos, como mostrado na Figura 21.

32 Figura 21: Tabela de modo de operação


Para encontrar os dados de saída do motor x RPM selecionar todos os

modos e executar a simulação. Os seguintes gráficos serão obtidos :

Potência, P_eng [kW].

Torque, Torque [Nm].

Pressão efetiva média de ruptura, BMEP [bar].

Consumo específico de combustível, SFC [g / kWh],

Na Figura 22 pode-se observar o comportamento a variação dos parâmetros

de saída do motor em função da rotação.

33

Figura 22: mudança dos parâmetros do motor vs. RPM


34

4 Resultados e Discussões

Tomando como base os dados obtidos nos gráficos da Figura 22

O gráfico 4 da Figura 22 mostra que o menor consumo específico pode ser

obtido em uma faixa de rotação de 2700 RPM. Porém, para o valor de 3750 esse

consumo está acima do valor Real de 0,235 kg/kwh (valor esse utilizado na

determinação da primeira massa cíclica de combustível para obtenção da potência

máxima) Esse aumento do SFC era esperado visto que a escassez na quantidade

de informações não permitiu uma maior importação dos dados.

Ainda na Figura 22 observa-se que a BMEP cresce com o aumento da

rotação e o ápico se dá em torno de 1750, ou seja, no regime de torque máximo, o

que acaba por ser satisfatório visto, o torque é diretamente proporcional a BMEP no

regime de Torque máximo.

Na tabela 03 encontra-se os valores dos parâmetros de saída para cada

rotação especificada na tabela de modo de operação.

Tabela 03: Parâmetros de saída X RPM

RPM 3750 2750 1750 750

Ne, Kw 109,68 90,33 59,707 1,2675

Torque, Nm 316,74 348,28 356,12 23,310

BMEP, bar 19,56 21,512 21,996 1,4397

SFC kg/kwh 0,23880 0,22375 0,22848 0,34907

Theta_i, CA deg. BTDC 7 8 8 3

P_max, bar 163,12 180,83 198,93 50,789

Dp/dTheta, bar/deg 3,76 5,3059 7,7424 1,0438

No regime de potênica máxima a 3750 RPM a potência efetiva Ne diminui

cerca de 13,55 %. Essa queda na potência, como dito anteriormente, se dá pelo fato

de ter ocorrido simplificações na otimição do tempo de injeção para a potência

máxima. Além disso, muitos outros dados de entrada não foram inseridos dentro do

software.

35

5 Conclusões

Após a conclusão da simulação do motor FPT 2.0 utilizando-se o software

Diesel – RK pode-se concluir que:

1. Os resultados obtidos foram satisfatórios, visto que a potência efetiva do

motor virtual é inferior cerca de 13,55% da potência do motor real, visto que

muitos dos dados inseridos foram sugestões e aproximações. Por se tratar de

um software robusto muitas outras informações deixaram de ser inseridas por

conta da falta de informações, por tal motivo houve essa diferença percentual.

2. A maior BMEP se apresentou no torque máximo o valor de 21,996 bar. Esse

resultado mostra que realmente a pressão média efetiva é diretamente

proporcional ao torque.

3. A resposta do Software Diesel – RK é tão próxima do motor real na medida

em que se introduz mais informações e características do motor real.

4. O programa de simulação traz uma melhor compreensão sobre os modos de

operação do motor fazendo com que o usuário a sensibilidade de cada

parâmetro operacional e de projeto em relação ao desempenho do motor.

36

6 Referências

BRUNETTI, Franco. Motores de Combustão Interna – Volume 1. São

Paulo: Blucher, 2012.

ÇENGEL, Yunus A. Internal Combustion Engine Fundamentals. 7ª. Ed.

Porto Alegre: AMGH, 2013.

HEYWOOD, John B. Internal Combustion Engine Fundamentals. 2. Ed.

New York, USA: McGraw - Hill, 2018.

KULESHOV, Andrei. Practical Exercise: Computation of the engine

output characteristics for a 4-stroke DI diesel engine. Bauman Moscow Technical

University, Russia. Disponível em: < https://Diesel-

RK.bmstu.ru/Eng/index.php?page=Download >. Acesso em: 02 nov. 2020.

“JEEP RENEGADE LONGITUDE DIESEL – 1ª SEMANA”, Dados técnicos.

Disponível em: < https://www.autoentusiastas.com.br/2016/08/renegade-longitude-

diesel-semana/ Acesso em: 2 nov. 2020.

DIAZ, Claudemir. “Detalhes técnicos do motor FPT 2.0 Turbodiesel 16V Multijet

II que equipam os modelos Renegade e Toro”. Disponível em: <

https://www.oficinabrasil.com.br/noticia/consultor-ob/detalhes-tecnicos-do-motor-fpt-

2-0-turbodiesel-16v-multijet-ii-que-equipam-os-modelos-renegade-e-toro>.Acesso

02, nov. 2020.

37

7 Anexos

• Parâmetros integrais – Regime de Potência Máxima

2020-12-22 14-39-09 "4L8.3/9.4"

Mode: #1 :: "RPM=3750, PR=2.65 ";

Title: "A/F eq. defines m_f"

www.diesel-rk.bmstu.ru

Fuel: Diesel No. 2

----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ----------------

3750.0 - RPM - Engine Speed, rev/min

124.37 - P_eng - Piston Engine Power, kW

19.563 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar

316.74 - Torque - Brake Torque, N m

0.06600 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g

0.23880 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh

0.23355 - SFC_ISO - Specific Fuel Consumption in ISO, kg/kWh

0.35472 - Eta_f - Efficiency of piston engine

22.909 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar

0.41539 - Eta_i - Indicated Efficiency

11.750 - Sp - Mean Piston Speed, m/s

2.6402 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar

(Intern.Exp)

0.88109 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine

--------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ----------------------

1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar

298.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K

1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine)

0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar

------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE -------------------

2.5470 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar

333.18 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K

0.15741 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s

0.46944 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency

2.1377 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar

1078.9 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K

0.16174 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, kg/s

1.3165 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio (Lambda)

0.75959 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio

-0.70565 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar

0.93401 - Eta_v - Volumetric Efficiency

0.02132 - x_r - Residual Gas Mass Fraction

0.99558 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v)

0.0000 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, %

2.2734 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings

--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------

2.5035 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar

334.97 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K

28.356 - v_int - Average Gas Velocity in intake manifold, m/s

337.97 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K

113.62 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold,

W/(m2*K)

131.64 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K)

51.997 - v_int.p - Max Velocity in a Middle Section of Int. Port,

m/s

5.6231 - A_v.thrt - Total Effective Valve Port Throat Area, cm2

Valve Dim. Estim.: Num=2 Dv= 27.0 Dt= 23.4 Ds= 6.1 Lv= 5.3 Lv_max= 6.7 mm

38 -------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------

2.0777 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar

1071.6 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K

140.72 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s

11.047 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)

978.07 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K

282.25 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold,

W/(m2*K)

628.14 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K)

108.64 - v_exh.p - Max Velocity in a Middle Section of Exh. Port,

m/s



---------------------------- COMBUSTION -----------------------------

1.3224 - A/F_eq - Air Fiel Equival. Ratio (Lambda) in the Cylinder

0.75622 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder

163.12 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar

1971.3 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K

8.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC

31.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC

3.7638 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg.

3.5314 - Ring_Intn- Ringing / Knock Intensity, MW/m2

8940.3 - F_max - Max. Gas Force acting on the piston, kg

System: Custom Fuel Injection System

1721.4 - p_inj.max- Max. Sac Injection Pres. (before nozzles), bar

1339.0 - p_inj.avr- Mean Sac Press. for Total Fuel Portion, bar

9.1986 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns

8.0000 - SOI - Start Of Injection or Ignition Timing, deg.

B.TDC

31.330 - Phi_inj - Duration of Injection, CA deg.

2.3828 - Phi_ign - Ignition Delay Period, deg.

- ... - calculated by modified Tolstov method : 2.4

5.6172 - SOC - Start of Combustion, deg. B.TDC

0.56728E-03 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit.

Delay

136.40 - Phi_z - Combustion duration, deg.

Phi_z 5%= 4.2; Phi_z 50%= 23.2; Phi_z 95%=

73.6

1.5505 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC

1.6000 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC

45.944 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R=

41

------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ----------------------

46.267 - Hartridge- Hartridge Smoke Level

3.7132 - Bosch - Bosch Smoke Number

1.4486 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m

0.96513 - PM - Specific Particulate Matter emission, g/kWh

769.46 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh

0.16235 - NOx.w,ppm- Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm

0.81413E-03 - NO - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh

(Zeldovich)

3.2172 - SE - Summary emission of PM and NOx

0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh

------------------------- CYLINDER PARAMETERS -----------------------

3.0789 - p_ivc - Pressure at IVC, bar

410.77 - T_ivc - Temperature at IVC, K

121.36 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar

1087.5 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K

12.535 - p_evo - Pressure at EVO, bar

1472.3 - T_evo - Temperaure at EVO, K

39

------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER --------------------

1203.8 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K

803.32 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., W/m2/K

576.58 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K

570.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K

533.94 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K

403.84 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface

head of Cylinder Head, K

398.16 - 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

2911.6 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s

2726.2 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s

2904.1 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s

--------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS -----------------

16.500 - CR - Compression Ratio

7.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles

0.15000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm

31.330 - Phi_inj - Injection Duration for specif. Inj. Profile,

deg.

0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g

58.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC

15.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC

11.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC

43.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC

----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage -------------------

73641. - RPM_C.hp - Rotor Speed of HPC, rev/min

22.259 - P_C.hp - Power of HPC, kW

0.68000 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC

0.15741 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s

2.7728 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar)

0.16062 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s

4265.9 - RPM*_C.hp- Rotor Speed Parameter, rev/min SQRT(K)

73641. - RPMcor_hp- Corrected Rotor Speed, rev/min

2.6500 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor

0.0000 - Kpi_C.hp - Factor Kpi of HP Compressor

0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar

298.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K

2.5970 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar

438.70 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K

0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler

298.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K

2.5470 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar

333.18 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, K

----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ----------------------

73641. - RPM_T.hp - HP Turbine Rotor Speed, rev/min

22.253 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW

0.74561 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT

0.92700 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT

0.16174 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s

0.02485 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, (kg SQRT(K))/(s kPa)

2242.0 - RPM*_T.hp- Rotor Speed Parameter, rev/min SQRT(K)

2.0531 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT

14.423 - B_T.hp - Relative Work B=118.34 {1-PR**[(1-k)/k]} Eta_T

2.1377 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar

1078.9 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K

1.0412 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar

944.47 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K

40 THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION

========================================================================

N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____

s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner

------------------------------------------------------------------------

1¦ 0.0 ¦ 70.0 ¦pist. bowl¦ 76.61 0.00 23.39 10.89 0.00 0.00

------------------------------------------------------------------------

Sum of all sprays % 100.¦ 57.88 6.29 14.32 21.49 0.00 0.00

========================================================================

Evaporation constants bi ¦ 15340 3286 2212 1869 1611 1338

========================================================================

The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of

intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays.

Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 1.00) ¦Optimal¦-Geometric formula: 1.64

Ratio¦ Rs of piston bowl 1.55 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 0.81

____________________

Versions: Kernel 04.01.13; RK-model 06.01.13; NOx-model 22.02.13

41

• Parâmetros integrais – Regime de alta potência intermediária

2020-12-22 14-43-57 "4L8.3/9.4"

Mode: #2 :: ;



Fuel: Diesel No. 2














(Intern.Exp)























--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------






W/(m2*K)



m/s



-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------



42 97.013 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s




W/(m2*K)



m/s



---------------------------- COMBUSTION -----------------------------















B.TDC





0.00299 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit.

Delay


Phi_z 5%= 3.0; Phi_z 50%= 17.8; Phi_z 95%=

63.6




41









(Zeldovich)












43 681.78 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., W/m2/K

















deg.


























52668. - RPM_T.hp - HP Turbine Rotor Speed, rev/min













THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION

========================================================================


44 s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner

------------------------------------------------------------------------

1¦ 0.0 ¦ 70.0 ¦pist. bowl¦ 75.57 3.65 20.78 7.83 0.00 0.00

------------------------------------------------------------------------

Sum of all sprays % 100.¦ 61.15 6.65 15.98 16.13 0.00 0.00

========================================================================


========================================================================





____________________


• Parâmetros integrais – Torque Máximo

2020-12-22 14-45-36 "4L8.3/9.4"

Mode: #3 :: Torque máximo 350,1 Nm;



Fuel: Diesel No. 2














(Intern.Exp)

















0.29632 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar






45 --------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------






W/(m2*K)



m/s



-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------







W/(m2*K)



m/s



---------------------------- COMBUSTION -----------------------------









10903. - F_max - Max. Gas Force acting on the piston, kg






B.TDC






Delay


Phi_z 5%= 2.0; Phi_z 50%= 13.8; Phi_z 95%=

67.4




41






46 736.20 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh



(Zeldovich)





























deg.


























47 31829. - RPM_T.hp - HP Turbine Rotor Speed, rev/min














========================================================================



------------------------------------------------------------------------

1¦ 0.0 ¦ 70.0 ¦pist. bowl¦ 75.03 3.70 21.27 7.04 0.00 0.00

------------------------------------------------------------------------

Sum of all sprays % 100.¦ 61.33 6.75 17.19 14.61 0.00 0.00

========================================================================


========================================================================





____________________


48

• Parâmetros integrais – Idling (Marcha lenta)

2020-12-22 14-47-42 "4L8.3/9.4"

Mode: #4 :: Idling;



Fuel: Diesel No. 2













(Intern.Exp)























--------------------------- INTAKE SYSTEM ---------------------------






W/(m2*K)



m/s



-------------------------- EXHAUST SYSTEM ---------------------------




49 35.806 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8)



W/(m2*K)



m/s



---------------------------- COMBUSTION -----------------------------















B.TDC






Delay


Phi_z 5%= 1.6; Phi_z 50%= 7.4; Phi_z 95%=

15.6




41








11.745 - NO - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh

(Zeldovich)













50 408.45 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K






5313.9 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K)




-84.468 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s






deg.







8543.1 - RPM_C.hp - Rotor Speed of HPC, rev/min







8543.1 - RPMcor_hp- Corrected Rotor Speed, rev/min












8543.1 - RPM_T.hp - HP Turbine Rotor Speed, rev/min














========================================================================



51 ------------------------------------------------------------------------

1¦ 0.0 ¦ 70.0 ¦pist. bowl¦ 28.19 44.44 1.09 0.00 0.00 0.00

------------------------------------------------------------------------

Sum of all sprays % 65.¦ 27.82 36.91 0.00 0.00 0.00 0.00

========================================================================


========================================================================



Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 1.00) ¦Optimal¦-Geometric formula:39.56


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UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE CENTRO DE TECNOLOGIA

COORDENAÇÃO DO CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA

Natal, 17 de dezembro de 2020.

Ao(s) dezessete dia(s) do mês de dezembro do ano de dois mil e vinte, às quatorze

horas, na plataforma google meet, instalou-se a banca examinadora do Trabalho

de Conclusão de Curso do aluno HELTON VIEIRA DE CARVALHO, matrícula

20170155560, do curso de Engenharia Mecânica. A banca examinadora foi composta

pelos seguintes membros: CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA, orientador;

CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA JUNIOR, examinador externo; ALYSSON

NASCIMENTO DE LUCENA, examinador externo. Deu-se início à abertura dos

trabalhos pelo CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA, que após apresentar os

membros da banca examinadora, solicitou a (o) candidato (a) que iniciasse a

apresentação do trabalho de conclusão de curso, intitulado “SIMULAÇÃO E

ANÁLISE DE UM MOTOR QUATRO TEMPOS A DIESEL”, marcando um tempo

de trinta minutos para a apresentação. Concluída a exposição, CLEITON RUBENS

FORMIGA BARBOSA, orientador, passou a palavra aos examinadores para arguirem

o(a) candidato(a); após o que fez suas considerações sobre o trabalho em julgamento;

tendo sido APROVADO , o(a) candidato(a), conforme as normas

vigentes na Universidade Federal do Rio Grande do Norte. A versão final do trabalho

deverá ser entregue à Coordenação do Curso de Engenharia Mecânica, no prazo de

06 dias; contendo as modificações sugeridas pela banca examinadora e constante

na folha de correção anexa. Conforme o que rege o Projeto Político Pedagógico do

Curso de Engenharia Mecânica da UFRN, o(a) candidato(a) não será o aprovado(a)

se não cumprir as exigências acima.

CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA Orientador

CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA JUNIOR Examinador externo

ALYSSON NASCIMENTO DE LUCENA Examinador externo

simulaÇÃo e anÁlise de um motor quatro tempos a …

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