ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE …objdig.ufrj.br/60/teses/coppe_d/TadeuCavalcanteCordeiroDeMelo.pdf · 1- Motores de Ignição por Centelha. 2- Motores Flex

i

ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM MOTOR FLEX

OPERANDO COM DIFERENTES MISTURAS DE ETANOL HIDRATADO NA

GASOLINA

Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo

Tese de doutorado apresentada ao Programa de

Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da

COPPE, da Universidade Federal do Rio de

Janeiro, como parte dos requisitos necessários à

obtenção do título de Doutor em Engenharia

Mecânica.

Orientadores: Carlos Rodrigues Pereira Belchior

Marcelo José Colaço

Rio de Janeiro

Maio de 2012

iii

Melo, Tadeu Cavalcante Cordeiro de

Análise Experimental e Simulação Computacional de um

Motor Flex Operando com Diferentes Misturas de Etanol

Hidratado na Gasolina / Tadeu Cavalcante Cordeiro de

Melo. - Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, 2012.

XXII, 201p.: il.; 29,7 cm.



Tese (doutorado) – UFRJ/ COPPE/ Programa de

Engenharia Mecânica, 2012.

Referências Bibliográficas: p. 156-170

1- Motores de Ignição por Centelha. 2- Motores Flex.

3- Simulação Computacional. 4- Etanol Hidratado. 5-

Gasolina. 6- Emissões de poluentes. I. Belchior, Carlos

Rodrigues Pereira et al.. II. Universidade Federal do Rio de

Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III.

Título.

iv

Esse trabalho é dedicado aos meus pais e

aos meus irmãos por tudo o que

representam para mim. Em especial, a

minha esposa Andréia e a minha filha

Luiza por tudo o que representam na

minha vida, pelo incentivo, paciência e

pelos momentos que deixamos de estar

juntos para que esse trabalho fosse

concluído.

v

AGRADECIMENTOS

Ao meu orientador Prof. Carlos Rodrigues Pereira Belchior que me orienta

desde 2004 no mestrado. Pelo incentivo e confiança no término desse doutorado, pela

sua grande ajuda nas trocas de ideias durante as reuniões técnicas dessa tese.

Ao meu orientador Prof. Marcelo José Colaço pelo incentivo constante e pelas

informações técnicas transmitidas durante a organização do experimento e na análise

de dados, que muito contribuíram para o enriquecimento técnico desse trabalho.

Ao engenheiro do CENPES, Guilherme Bastos Machado pelo incentivo

constante e pela grande ajuda nos experimentos, nas simulações e nos vários artigos

escritos em parceria nesses quase 11 anos em que trabalhamos juntos.

Ao gerente do CENPES/PDAB/DPM, Décio Magioli Maia, que trabalha comigo

há 20 anos, pelo grande incentivo para a realização e conclusão desse doutorado e

pela viabilização dos treinamentos e recursos que enriqueceram esse trabalho.

Ao gerente geral do CENPES/PDAB, Alípio Ferreira Pinto Júnior pelo incentivo e

oportunidade proporcionada para realização desse curso de doutorado.

Ao Engenheiro Daniel de Oliveira, pela grande ajuda na realização dos

experimentos e das simulações durante o seu estágio no CENPES.

Ao Prof. José Eduardo Mautone Barros da UFMG pela grande ajuda na

modelagem e pelas trocas de ideias sobre a análise de dados dos experimentos.

Ao Engenheiro Leonardo de Carvalho pelas discussões técnicas na parte

experimental de aquisição de dados de pressão e no mapeamento do motor.

Aos engenheiros da gerência de Combustíveis do CENPES/PDAB, Edimilson de

Oliveira, Katia Moniz e Luiz Lopreato pela ajuda nas análises dos diversos

combustíveis usados, nas revisões técnicas dos artigos publicados nessa tese e nas

discussões técnicas sobre a influência do combustível no desempenho do motor.

À estatística Fernanda Villela pelas trocas de ideias e ajuda no tratamento

estatístico dos dados experimentais e na elaboração de diversos gráficos da tese.

Ao engenheiro do CENPES Antonio Henrique Monteiro pelas trocas de ideias

sobre estatística e ajuda no tratamento dos dados experimentais da qualificação.

vi

Ao grupo que trabalha na gerência CENPES/PDAB/DPM, em especial a: Aílton

da Silva, Carlos Henrique da Rocha, Carlos Leonardo Barbosa, Cindina de Carvalho,

Daniel Libório, Jader Mendes, Jorge Luiz de Carvalho, José Roberto Rocha, Marcos

Mendes, Manoel dos Santos, Noel Pereira, Paulo César de Oliveira, Pedro Vicentini,

Rogério Carvalho e Ronaldo de Aguiar, pelas trocas de ideias e ajuda na infra-estrutura

de manuseio de combustíveis, na realização dos experimentos, na análise e na coleta

de dados. Um agradecimento especial a Ronaldo de Aguiar pela ajuda no

levantamento da curva de abertura e fechamento das válvulas, a Marcos Mendes pela

ajuda na instalação do FTIR e de equipamentos do banco de provas, a Tahis Lotif pela

ajuda na secretaria do laboratório e ao ex-estagiário Fernando Hofmeister pela ajuda

nos experimentos do ensaio de qualificação.

Aos estagiários Carlos Paiva e Bruno Baptista pela ajuda no tratamento final dos

dados e gráficos usados na tese, e pela ajuda na formatação do artigo internacional

publicado na FUEL e do documento final dessa tese.

À empresa FIAT, em especial aos engenheiros Eduardo Figueiredo e Clóvis

Mendes, pela disponibilização dos dados técnicos de geometria do motor TETRAFUEL.

À empresa AVL Emissions Test System GmbH em especial à Arlit Bertold da

Alemanha pela ajuda na instalação e configuração do equipamento FTIR para uso com

misturas de etanol na gasolina.

À empresa AVL South America, em especial a Claúdio Schultze e a Leonardo

Giglio, pela viabilização da instalação de diversos equipamentos e softwares da tese.

À empresa AVL List GmbH da Áustria, em especial a Ivo Prah, pela ajuda na

instalação, treinamento e configuração do software BOOST, e a Georg Steiner pela

ajuda na instalação do sistema de medição de pressão do motor e do software de pós-

processamento de dados de pressão.

À empresa AVL North America (EUA), em especial a Richard Frazee pelas

trocas de ideias do uso do FTIR com medição de etanol não queimado, e a Gary

Patterson pelo treinamento e ajuda na configuração final do sistema de medição de

pressão do motor.

Ao professor J.B. Heywood do MIT (EUA) pelos ensinamentos e trocas de ideias

sobre a análise de dados experimentais da qualificação, nos intervalos e após o horário

de treinamento durante o curso realizado na Universidade PETROBRAS em 2010.

vii

Resumo da Tese apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários

para a obtenção do grau de Doutor em Ciências (D.Sc.)

ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM MOTOR FLEX

OPERANDO COM DIFERENTES MISTURAS DE ETANOL HIDRATADO NA

GASOLINA


Maio/2012



Programa: Engenharia Mecânica

Essa tese trata da análise experimental e da simulação computacional de um

motor tipo FLEX para estudo da influência da adição de diferentes teores etanol

hidratado à gasolina no desempenho do motor. Foram realizados ensaios de

desempenho, emissões e de medição da pressão na câmara de combustão em um

banco de provas de motor. O uso de um sistema de medição de emissões do tipo

espectroscopia no infravermelho permitiu a análise de poluentes, incluindo o etanol não

queimado e os aldeídos. Os dados experimentais foram usados para validar um

modelo computacional que gera curvas de pressão na câmara de combustão do motor

em função do ângulo do eixo do virabrequim e valores de emissões de alguns

poluentes. Foram usadas equações de cinética química para simulação dos poluentes

e equação de Wiebe de duas zonas para estimativa da fração de massa de

combustível queimado. As contribuições dessa tese na área experimental são a

disponibilização de dados e análises sobre influência da adição de etanol hidratado à

gasolina no desempenho e nas emissões de um motor FLEX. Esses resultados podem

contribuir para estudos de melhoria de eficiência e de redução de emissões de veículos

com tecnologia FLEX. Na área de simulação há contribuições na avaliação das

limitações do modelo de Wiebe de duas zonas e dos mecanismos de cinética química

conhecidos para uso na simulação de emissões com o uso de combustíveis contendo

misturas de gasolina e etanol.

viii

Abstract of Thesis presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the

requirements for the degree of Doctor of Science (D.Sc.)

EXPERIMENTAL ANALYSIS AND COMPUTATIONAL SIMULATION OF A FLEX-FUEL

ENGINE OPERATING WITH DIFERENT BLENDS OF HYDROUS ETHANOL ON

GASOLINE


May/2012

Advisors: Carlos Rodrigues Pereira Belchior


Program: Mechanical Engineering

This thesis reports the experimental analysis and the computational simulation

of a FLEX engine in order to study different hydrous ethanol and gasoline blends

influence on engine performance. Exhaust gas emissions, performance and in-cylinder

pressure measurements were performed on an engine test bench. Tests were repeated

to allow for statistical data analysis. An infrared spectrometer analyzer measured gas

emissions, including unburned ethanol and aldehyde emissions. Experimental data was

analyzed and used to validate a computational model that produced in-cylinder

pressure curves varying with crank angle. Some exhaust gas emission simulations were

done by using a two-zone Wiebe combustion model combined with chemical kinetic

equations. In the experimental area, the main contribution of this thesis is the analysis

of a Flex-fuel engine performance and emissions when using different hydrous ethanol-

gasoline blends. These results can contribute to studies that aim to increase engine

efficiency and reduce emission levels of the Flex-Fuel technology. In the simulation

area, there are contributions about Wiebe two-zone model and kinetic chemical

mechanisms limitations, when used for emission simulation with ethanol-gasoline

blends.

ix

ÍNDICE

1. INTRODUÇÃO ..........................................................................................................1

1.1. Objetivos do Trabalho ........................................................................................3 1.2. Justificativa e Contribuição da Tese...................................................................4 1.3. Organização da Tese.........................................................................................5

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE.......... ........................................6

2.1. Aspectos Gerais.................................................................................................6 2.2. Modelagem de Motores......................................................................................7

2.2.1. Tipos de Modelos de Combustão em Motores ............................................7

2.2.2. Modelos Termodinâmicos Zero-Dimensionais.............................................9

2.2.3. Modelos Termodinâmicos Quasi-Dimensionais .........................................15

2.2.4. Modelos Unidimensionais e Multidimensionais..........................................24

2.2.5. Modelos de Rede Neural...........................................................................26

2.3. Trabalhos Experimentais com Gasolina e Misturas com Etanol .......................27 2.3.1. Aspectos Gerais........................................................................................27

2.3.2. Trabalhos Experimentais...........................................................................29

3. METODOLOGIAS .................................... ...............................................................40

3.1. Metodologia Experimental................................................................................40 3.1.1. Instrumentação do Banco de Provas.........................................................40

3.1.1.1. Condicionamento e Medição da Vazão do Ar de Admissão................40

3.1.1.2. Medição de Consumo do Combustível ...............................................42

3.1.1.3. Sistema de Automação.......................................................................44

3.1.1.4. Sistema de Medição de Pressão na Câmara de Combustão. .............45

3.1.1.5. Sistema de Medição de Emissões......................................................49

3.1.1.6. Calibração e Cálculo de Incertezas do Banco de Provas....................54

3.1.2. Combustíveis ............................................................................................56

3.1.3. Motor e Unidade de Controle do Motor......................................................60

3.1.4. Pontos Operacionais .................................................................................63

3.1.5. Procedimentos do Ensaio Experimental ....................................................65

3.1.6. Procedimento de Análise Estatística .........................................................68

3.2. Metodologia de Simulação ...............................................................................69 3.2.1 Fundamentos Teóricos do Programa de Simulação BOOST......................70

3.2.1.1. Representação de Espécies e do Combustível ..................................70

3.2.1.2. Equações Básicas de Conservação no Cilindro .................................72

3.2.1.3. Vazão Mássica nas Válvulas ..............................................................75

3.2.1.4. Movimento do Pistão e Transferência de Calor ..................................77

3.2.1.5. Modelo de Combustão Adotado .........................................................79

3.2.1.6. Modelos de Emissões.........................................................................82

x

3.2.1.6.1. Formação de Óxidos de Nitrogênio..............................................83 3.2.1.6.2. Formação de Monóxido de Carbono (CO) ...................................88 3.2.1.6.3 Formação de Hidrocarbonetos......................................................90

3.2.2. Dados de Entrada do Programa de Simulação..........................................93

3.2.2.1. Motor ..................................................................................................93

3.2.2.2. Seleção da Curva de Pressão para a Simulação................................95

3.2.2.3. Combustível, Razão Ar-Combustível e Equação de Wiebe. ...............95

4. RESULTADOS E DISCUSSÃO.......................... .....................................................97

4.1. Resultados dos Ensaios Experimentais ...........................................................97 4.1.1. Aspectos Gerais........................................................................................97

4.1.2. Resultados de Combustão ........................................................................98

4.1.2.1. Resultados de Avanço de Ignição e de Curva de Pressão .................98

4.1.2.2. Resultados de Variabilidade da Curva de Pressão...........................103

4.1.2.3. Resultados Experimentais de Taxa de Calor Liberado e Fração de

Massa de Combustível Queimado (MFB).......................................................105

4.1.3. Resultados de Consumo Específico e Eficiência Global..........................107

4.1.4. Resultados de Emissões .........................................................................112

4.2. Resultados e Discussões das Simulações .....................................................126 4.2.1. Condição 60 Nm, 3875 rpm.....................................................................128

4.2.2. Condição 105 Nm, 3875 rpm...................................................................139

5. CONCLUSÕES .....................................................................................................149

5.1. Considerações Finais......................................................................................149 5.2. Contribuição da Tese de Doutorado................................................................ 154 5.3. Trabalhos Futuros...........................................................................................155

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS......................... .................................................156

APÊNDICE I ..............................................................................................................171

APÊNDICE II .............................................................................................................175

APÊNDICE III ............................................................................................................178

APÊNDICE IV............................................................................................................187

xi

ÍNDICE DE FIGURAS

Figura 3.1 – Unidade de condicionamento do ar de admissão do motor. .....................41

Figura 3.2 – Medidor do fator lambda (λ)- ETAS LA4...................................................42

Figura 3.3 – Sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.

....................................................................................................................................43

Figura 3.4 – Console de operação do sistema de automação AVL. .............................44

Figura 3.5 – Interligação do sistema de Medição de Pressão. .....................................45

Figura 3.6 – Tela de operação do Indimodul com sinais de Pressão (1), Calor liberado

(2) e Fração de massa de combustível queimado (3). .................................................46

Figura 3.7 – Tela do sistema AVL Indumodul com a detecção de detonação implantada.

....................................................................................................................................49

Figura 3.8 – Foto do sistema de emissões FTIR AVL e tela de operação. ...................51

Figura 3.9 – Octanagem (MON) versus teor de etanol hidratado. ................................58

Figura 3.10 – Curva de destilação dos combustíveis (temperatura versus percentual

evaporado) para diferentes teores de etanol................................................................59

Figura 3.11 – Relação molar de H/C e O/C versus percentual de etanol hidratado......60

Figura 3.12 – Motor FIAT FIRE TETRAFUEL 1,4 L no banco de provas do CENPES. 61

Figura 3.13 – Módulo MoTeC no banco de provas. .....................................................63

Figura 3.14 – pontos operacionais, torque e rotação com indicação do fator lambda (λ).

....................................................................................................................................65

Figura 3.15 – Tela de operação do MoTeC com ajuste do avanço ..............................66

Figura 3.16 – Tela do MoTeC usada para maximizar o torque em função do avanço..67

Figura 3.17 – Esquema de balanço de energia no cilindro...........................................73

Figura 3.18 – Mecanismo de movimento do pistão do motor .......................................77

Figura 3.19 –MFB(θ) em função de θ com detalhes dos ângulos de combustão. ........81 Figura 4.1 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.......................98

Figura 4.2 – Valores de pressão máxima do cilindro em função do teor de etanol

hidratado......................................................................................................................98

Figura 4.3 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.......................99

Figura 4.4 – Valores de pressão máxima em função do teor de etanol hidratado. .....100

Figura 4.5 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 60

Nm.............................................................................................................................102


Nm.............................................................................................................................102

Figura 4.7 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 60 Nm......................103

Figura 4.8 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 105 Nm. ...................104

xii

Figura 4.9 – Taxa de calor liberado versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm,

60 Nm........................................................................................................................105


105 Nm......................................................................................................................105

Figura 4.11 – Fração de massa de combustível queimado (MFB) versus ângulo do eixo

do virabrequim - 3875 rpm, 60 Nm.............................................................................106

Figura 4.12 – Fração de massa queimada de combustível queimado (MFB) versus

ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 105 Nm...................................................106

Figura 4.13 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 60 Nm. .............108

Figura 4.14 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 105 Nm. ...........108

Figura 4.15 – Eficiência Global para diferentes rotações do motor em função do

percentual de etanol hidratado – Torque 60 Nm. .......................................................109


percentual de etanol hidratado – Torque 105 Nm. .....................................................110

Figura 4.17 – CO2 versus etanol hidratado, torque 60 Nm. ........................................112

Figura 4.18 – CO2 versus etanol hidratado, torque 105 Nm. ......................................112

Figura 4.19 – Vazão específica de carbono, 60 Nm - 3875 rpm.................................114

Figura 4.20 – Vazão específica de carbono, 105 Nm - 3875 rpm...............................115

Figura 4.21 – CO versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .........................................116

Figura 4.22 – CO versus etanol hidratado, torque 105 Nm. .......................................116

Figura 4.23 – NOX versus etanol hidratado, torque 60 Nm.........................................117

Figura 4.24 – NOX versus etanol hidratado, torque 105 Nm.......................................117

Figura 4.25 – THC versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .......................................119

Figura 4.26 – THC versus etanol hidratado, torque 105 Nm. .....................................119

Figura 4.27 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .............120

Figura 4.28 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 105 Nm. ...........120

Figura 4.29 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm..............................121

Figura 4.30 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm. ...........................121

Figura 4.31 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.............................122

Figura 4.32 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm...........................122

Figura 4.33 – Fluxograma de funcionamento da simulação no programa BOOST.....127

Figura 4.34 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo

do virabrequim (θ) – H0, 60 Nm, 3875 rpm. ...............................................................131


do virabrequim (θ) – H30, 60 Nm, 3875 rpm. .............................................................132



xiii




do virabrequim (θ) – H100, 60 Nm, 3875 rpm. ...........................................................133










do virabrequim (θ) – H100, 105 Nm, 3875 rpm. .........................................................144 Figura I.1 – Curva de pressão com ocorrência de detonação ....................................172

Figura I.2 – Curva de Pressão e sinal de saída do filtro passa alta ............................172

Figura I.3 – Curva de Pressão e sinal do filtro normalizado .......................................173 Figura IV.1 – Tela com software BOOST com desenho esquemático do motor. ........188

Figura IV.2 – Tela do BOOST com dados dimensionais do cilindro do motor. ...........189

Figura IV.3 – Tela do BOOST com gráfico do curso de válvula. ................................190

Figura IV.4 – Foto do cabeçote do motor FIAT e equipamentos de medição laser para

levantamento do perfil das válvulas ...........................................................................192

Figura IV.5 – Gráfico de perfil de levantamento das válvulas de escapamento e

admissão ...................................................................................................................198

Figura IV.6 – Tela do BOOST com dados de entrada do coeficiente de descarga.....199

Figura IV.7 – Tela do BOOST com exemplos de dados de saída do programa –

Pressão, Temperatura, emissões, IMEP e vazão de ar .............................................201

xiv

ÍNDICE DE TABELAS

Tabela 2.1 – Resumo dos trabalhos com uso do etanol de 2002 a 2005 em motores

com ignição por centelha. ............................................................................................37

Tabela 2.2 – Resumo dos trabalhos com uso do etanol de 2006 a 2010 em motores

com ignição por centelha. ............................................................................................38

Tabela 3.1 – Valores de MMHC e y para diferentes combustíveis................................ 52

Tabela 3.2 – Valores de massa molecular dos poluentes..............................................52

Tabela 3.3 – Principais propriedades físico-químicas dos combustíveis analisados. ...57

Tabela 3.4 – Principais características do motor FIAT FIRE 1.4 L, TETRAFUEL.........61

Tabela 3.5 – Pontos operacionais do experimento. .....................................................64

Tabela 3.6 – Seqüência de realização de ensaios em cada ponto de operação. .........68

Tabela 3.7 – Propriedades físico-químicas da gasolina do BOOST e da gasolina tipo A

da tese.........................................................................................................................72

Tabela 3.8 – Cálculos das constantes de reação de mecanismo de formação de NO em

cm3 /mols com faixas de temperatura (T).....................................................................85

Tabela 3.9 – Valores típicos para R1 e razões de R1, R2 e R3 em função da razão de

equivalência (Φ)...........................................................................................................85

Tabela 3.10 – Valores de k0i, ai e TAi (i de 4 a 9) usados na Eq. 3.48. .........................87

Tabela 3.11 – Informações adicionais de geometria do cilindro do motor FIAT usado. 94

Tabela 3.12 – Dados de entrada experimentais para simulação 60 Nm x 3875 rpm....96

Tabela 3.13 – Dados de entrada experimental para simulação 105 Nm x 3875 rpm....96

Tabela 4.1 – Avanço e duração da combustão - 3875 rpm, 60 Nm............................101

Tabela 4.2 – Avanço e duração da combustão (º) - 3875 rpm, 105Nm. .....................101

Tabela 4.3 – Diferença percentual (%) entre as comparações de eficiência global de

cada combustível - Torque 60 Nm, 3875 rpm. ...........................................................111


cada combustível - Torque 105 Nm, 3875 rpm. .........................................................111

Tabela 4.5 – Vazão mássica de carbono (Vcarbono) e Vazão específica de carbono

(VcarbEsp) para cada combustível – 60 Nm, 3875 rpm.................................................113


(VcarbEsp) para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.................................................113

Tabela 4.7 – Valores de emissões específicos de CO, CO2 e diferenças de emissões

para diferentes combustíveis, 105 Nm e 3875 rpm. ...................................................115

Tabela 4.8 – Posição da borboleta de aceleração do BOOST e valores de vazão de ar

(Var) experimental e simulado para diferentes combustíveis – 60 Nm, 3875 rpm. ......128

Tabela 4.9 – Valores de a para Wiebe de uma zona - m = 1, 60 Nm, 3875 rpm ........129

xv

Tabela 4.10 – Comparação com os dados experimentais da simulação da pressão

máxima e do IMEP por Wiebe de uma zona - 60 Nm, 3875 rpm................................130

Tabela 4.11 – Valores de a para Wiebe de duas zonas – m = 1, 60 Nm, 3875 rpm...130

Tabela 4.12 – Resultados experimentais e de simulação para Wiebe de duas zonas –

60 Nm, 3875 rpm.......................................................................................................131

Tabela 4.13 – Valores ajustados para os parâmetros de correção dos poluentes no

BOOST para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.......................................................134

Tabela 4.14 – Resultados de simulação do programa BOOST para CO com parâmetros

de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm. ..............................135

Tabela 4.15 – Resultados de simulação do programa BOOST para HCENQ e NOX com

parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm. ...........135

Tabela 4.16 – Valores específicos para os parâmetros de ajuste do BOOST para cada

poluente e combustível - 60 Nm, 3875 rpm................................................................136

Tabela 4.17 – Resultados de simulação do BOOST para CO com parâmetros ajustados

para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm. ...............................................................137

Tabela 4.18 – Resultados de simulação do BOOST para HCENQ e NOx com

parâmetros de emissões ajustados para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.........137

Tabela 4.19 – Valores de sensibilidade (adimensional), sendo linhas parâmetros de

entrada (variação de ± 2%) e colunas parâmetros simulados no programa BOOST –

Combustível H0 – 60 Nm, 3875 rpm. .........................................................................138

Tabela 4.20 – Posição de borboleta de aceleração e valores de vazão de ar

experimentais (EXP) e simulados (SIM) em função de diferentes tipos de combustível

105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................139

Tabela 4.21 – Valores de a para Wiebe de uma zona para diferentes combustíveis -

m=1, 105 Nm, 3875 rpm. ...........................................................................................140

Tabela 4.22 – Valores simulados e experimentais de pressão máxima (Pmax) e IMEP

para Wiebe de uma zona - 105 Nm, 3875 rpm...........................................................140

Tabela 4.23 – Valores de a para Wiebe de duas zonas para diferentes combustíveis-

m=1, 3875 rpm, 105 Nm. ...........................................................................................140

Tabela 4.24 – Valores simulados e experimentais para pressão máxima (Pmax SIM) e

IMEP (IMEP SIM) para Wiebe de duas zonas, 3875 rpm, 105 Nm ............................141

Tabela 4.25 – Ajustes dos parâmetros de emissões do BOOST para a gasolina (H0) –

105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................144

Tabela 4.26 – Resultados das simulações de CO usando o ajuste da gasolina H0 -

105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................145

Tabela 4.27 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx usando o ajuste da

gasolina (H0) - 105 Nm, 3875 rpm. ............................................................................145

xvi

Tabela 4.28 – Fatores de emissões ajustados para cada combustível – 105 Nm, 3875

rpm ............................................................................................................................146

Tabela 4.29 – Resultado das simulações de CO com parâmetros de emissões

ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm. .............................................146

Tabela 4.30 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx com parâmetros de

emissões ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm...............................147

Tabela I.1 – Ciclo e valor da integral da curva do sinal de saída do filtro. .................174

Tabela II.1 – Principais variáveis medidas no trabalho com valores de faixa de

operação do sensor e incertezas do tipo B, A e Expandida em unidades de engenharia.

..................................................................................................................................176

Tabela II.2 – Principais variáveis medidas no trabalho com valores de faixa de

operação do sensor e incertezas do tipo B, A e Expandida em unidades de engenharia.

..................................................................................................................................177

Tabela III.1 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 60 Nm .................179

Tabela III.2 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 60 Nm .................180

Tabela III.3 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 105 Nm ...............181

Tabela III.4 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 105 Nm ...............182

Tabela III.5 – Média e desvio padrão (DP) dos valores de emissão de poluentes (em

concentração) para torque 60 Nm..............................................................................183


g/kWh) para torque 60 Nm.........................................................................................184


concentração) para torque 105 Nm............................................................................185


g/kWh) para torque 105 Nm.......................................................................................186 Tabela IV.1 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............193

Tabela IV.2 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............194




Tabela IV.6 – Tabela de Coeficientes de Descarga de Admissão e Exaustão ...........200

xvii

LISTA DE SÍMBOLOS

A Coeficiente da equação de Wiebe (adimensional)

aij Coeficiente da equação polinomial de cp (adimensional)

A i Área da câmara de combustão em contato com o gás (m2)

A/C Razão ar-combustível real (adimensional)

A/Cest Razão ar-combustível estequiométrica (adimensional)

Aeff Área efetiva de escoamento (m2)

AHC Concentração dos hidrocarbonetos aromáticos (ppm)

CD Coeficiente de descarga (adimensional)

CoV Coeficiente de variação (razão do desvio padrão pela média) (adimensional)

cp,cv Calores específicos molares,respectivamente, a pressão e volume constantes (J/(mol.K))

din Diâmetro interno da tubulação conectada à porta de admissão (m)

dθ

dmBB Vazão de massa do “blow-by” (kg/graus)

dme Elemento de massa entrando no cilindro (kg)

dms Elemento de massa saindo do cilindro (kg)

dtdm

Vazão mássica (kg/h)

dθdQ

Taxa liberação de calor (kJ/graus)

dvi Diâmetro interno da válvula de referência (m)

D Diâmetro interno do cilindro (m)

E15 Gasolina pura com adição de 15% (v/v) de etanol anidro (adimensional)

E25 Gasolina pura com adição de 25% (v/v) de etanol anidro (adimensional)

E85 Etanol anidro com adição de 15% (v/v) de gasolina pura (adimensional)

f Fator de vaporização do combustível (adimensional)

hAVL Coeficiente de transferência de calor (W/(m2.K))

hBB Entalpia do “blow-by” (J/kg)

he Entalpia por unidade de massa que entra no cilindro (J/kg)

hs Entalpia por unidade de massa que sai do cilindro (J/kg)

xviii

hp Coeficiente de transferência de calor da parede (W/m².K)

h Woschni Coeficiente de transferência de calor por Woschni (W/(m2.K))

H0 Gasolina pura com adição de 25% (v/v) de etanol anidro (adimensional)

H30 Combustível composto por 70% (v/v) de combustível H0 e 30% de etanol hidratado (adimensional)



H100 Combustível composto apenas por etanol hidratado (adimensional)

H/C Relação molar hidrogênio/carbono (adimensional)

Humid Umidade absoluta do ar de admissão (g água /kg ar seco)

IA Incerteza tipo A -

IB Incerteza tipo B -

IC Incerteza combinada -

IE Incerteza expandida -

k Razão de calores específicos (adimensional)

kab Fator de abrangência (adimensional)

L Comprimento da biela (m)

M Massa de gás (kg)

M Coeficiente da equação de Wiebe (adimensional)

mc Massa de gás no cilindro (kg)

mcavidade Massa da cavidade do interior da câmara de combustão (kg)

mev Massa de combustível evaporado (kg)

MFB (θ) Fração de massa de combustível queimado normalizada em função do ângulo de eixo do virabrequim (θ)

(adimensional)

O/C Relação molar oxigênio/carbono (adimensional)

P, V, T Pressão, volume e temperatura instantâneos (kPa, m3, K)

P0 Pressão do cilindro na compressão (sem combustão) (MPa)

Po1 Pressão de estagnação antes da entrada na válvula (kPa)

xix

P1, V1, T1 Pressão, volume e temperatura no fechamento da admissão (kPa, m3, K)

P2 Pressão estática após passagem pela válvula (kPa)

Pc Pressão do cilindro (kPa)

PCI Poder calorífico inferior (MJ/kg)

Pmax Pressão máxima no cilindro medida experimentalmente (MPa)

Pot Potência no eixo do dinamômetro (kW)

Prent Parâmetro de entrada (adimensional)

Prsaid Parâmetro de saída (adimensional)

qev Calor de evaporação do combustível (J)

Qcomb Calor Liberado pelo Combustível (kJ)

Qp Quantidade de energia transferida pela parede do cilindro (J)

Q(θ) Calor liberado até o ângulo θ (kJ)

Qt Calor total liberado (kJ)

R Constante de gás ideal da mistura (J/kg.K)

Rj Constante de gás ideal para cada espécie (J/kg.K)

Rv Raio do eixo do virabrequim (m)

R2 Coeficiente de determinação (adimensional)

R2adj Coeficiente de determinação ajustado (adimensional)

R Constante universal dos gases ideais (J/(mol.K))

S Distância entre o pistão e o ponto morto superior (m)

s(θ) Curso do pistão (m)

S Desvio padrão -

Sensib Coeficiente de sensibilidade normalizado do parâmetro de saída

(adimensional)

To1 Temperatura de estagnação antes da entrada na válvula

(K)

Tc Temperatura do gás no cilindro (K)

xx

Tp Temperatura da parede (K)

Tpistão Temperatura do pistão (K)

V Volume do cilindro (L)

Var Vazão mássica de ar do motor (kg/h)

Vcarbono Vazão mássica de carbono (g/h)

VcarbEsp Vazão específica de carbono (g/kWh)

Vcomb Vazão mássica de combustível do motor (kg/h)

Vd Volume deslocado (m3)

Vcavidade Volume das cavidades (L)

U Energia interna específica molar (J/kg)

y Relação molar hidrogênio/carbono (adimensional)

z Relação molar oxigênio/carbono (adimensional)

xxi

SÍMBOLOS GREGOS

αmr Coeficiente de transferência de calor para o meio externo (W/m²h)

β Variável auxiliar usada no cálculo do escoamento (adimensional)

∆θ Duração da combustão (graus)

∆θid Atraso de combustão segundo HEYWOOD et al. (1979) (graus)

∆θ*id Atraso experimental de combustão (graus)

∆θ*b Duração experimental de combustão utilizada por HEYWOOD et al. (1979)

(graus)

∆Prent Variação (+2 % ou -2%) do parâmetro de entrada (adimensional)

∆Prsaid Variação (+2 % ou -2%) do parâmetro de saída (adimensional)

ηg Eficiência Global (adimensional)

θAVE Ângulo de abertura da válvula de exaustão (graus)

θ Ângulo do eixo do virabrequim (graus)

θi Ângulo de início da liberação de energia (graus)

θs Ângulo de ignição (graus)

θ10%MFB Ângulo de 10% de massa de combustível queimada (graus)

θ90%MFB Ângulo de 90% de massa de combustível queimada (graus)

λ Fator lambda – razão mássica entre a razão ar-combustível real e a estequiométrica

(adimensional)

gv Velocidade do gás admitido (m/s)

pv Velocidade média do pistão (m/s)

ρc Massa específica do combustível (kg/m3)

Φ Razão de Equivalência (adimensional)

xxii

LISTA DE SIGLAS

ABNT Associação Brasileira de Normas Técnicas

ANP Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis

APMS, DPMS Antes e Depois do Ponto Morto Superior, respectivamente

BMEP Pressão média Efetiva no Dinamômetro

CENPES Centro de Pesquisas e Desenvolvimento Leopoldo Américo Miguez de Mello

CFR Cooperative Fuel Research ou Code of Federal Regulation

CONAMA Conselho Nacional do Meio Ambiente

ECU Unidade de Controle do Motor

EGR Recirculação de Gases de Exaustão

FID Analisador do Tipo Ionização de Chama

FLEX Veículo que opera com gasolina, etanol e suas misturas

FTIR Espectroscopia no Infravermelho por transformada de Fourier

GNV Gás Natural Veicular

HCENQ Hidrocarbonetos Totais mais Etanol Não Queimado

HPLC Cromatografia Líquida de Alta Performance

IMEP Pressão Média Efetiva Indicada

INMETRO Instituto Nacional de Metrologia, Qualidade e Tecnologia

MBT Maximum Break Torque (Máximo Torque)

MFB Fração de massa de combustível queimado

PCI Poder Calorífico Inferior

PMI, PMS Ponto Morto Inferior e Superior, respectivamente

PROCONVE Programa de Controle da Poluição do Ar por Veículos Automotores

PVR Pressão de Vapor do Tipo Reid

SAE Society of Automotive Engineers

THC Hidrocarbonetos Totais

WOT “Wide Open Throttle” – Borboleta de aceleração plenamente aberta

CO_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de CO

NO_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de NOx

HC_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de HC

NO_POST Parâmetro de ajuste do programa para a pós-oxidação do NOx

HC_POST Parâmetro de ajuste do programa para a pós-oxidação do HC

HC_PARTIAL Parâmetro de ajuste do programa para a queima parcial de HC

1

CAPÍTULO 1

INTRODUÇÃO

Tem-se buscado nos últimos anos uma maior inserção dos biocombustíveis no

segmento de transporte, visando a redução da dependência do petróleo e das

emissões de CO2, principal gás responsável pelo aquecimento global. O Brasil e os

EUA são atualmente os maiores produtores e consumidores mundiais de etanol. Nos

EUA, o etanol é produzido a partir do milho apenas na forma anidra, sendo usado

principalmente na mistura com a gasolina até o percentual de 15% em volume (E15)

para veículos exclusivamente a gasolina. No Brasil, o etanol é produzido a partir da

cana de açúcar, sendo usado na forma anidra na mistura com a gasolina com

percentuais de 18% a 25% em volume (E18 - E25) (ANP, 2011a). No Brasil, o etanol

também é produzido em larga escala na forma hidratada, contendo de 4,0 a 4,9% v/v

de água (ANP, 2011b), para uso em veículos FLEX. Esses veículos podem funcionar

com gasolina com adição de etanol anidro (E18 - E25), 100% de etanol hidratado ou

misturas desses combustíveis (MELO et al., 2010; VICENTINI et al., 2011). Brasil e

EUA possuem a tecnologia FLEX sendo que, no caso americano, é permitido nos

veículos FLEX o uso da mistura com teor máximo de 85% de etanol anidro e 15% de

gasolina adicionada em volume (E85) para melhor desempenho na partida a frio do

motor. No caso brasileiro, os veículos FLEX funcionam com o uso de até 100% de

etanol hidratado. Existem iniciativas a nível internacional visando o aumento do

percentual de adições de etanol anidro à gasolina, podendo chegar até 15% em

volume de etanol anidro em alguns países, como nos EUA, ou até 25%, como

atualmente permitido para veículos do Brasil.

Outras atividades de pesquisa e desenvolvimento estão sendo feitas no país

para atendimento aos desafios de redução das emissões de poluentes e de adequação

ao uso de combustíveis alternativos, principalmente com uso do etanol no caso de

veículos leves (BAÊTA et al., 2005; AMORIM et al., 2005c; MELO et al., 2007; COSTA

et al., 2010; MELO et al., 2010) ou do biodiesel no caso de veículos pesados

(COLAÇO et al., 2010a; VALENTE et al., 2010; COLAÇO et al., 2010b; VALENTE et

al., 2011). Nesse cenário, é muito importante um melhor entendimento do

desempenho, das emissões, dos fenômenos da combustão e da modelagem

computacional dos motores FLEX, em especial na questão relacionada à adição do

etanol hidratado apenas usado no Brasil. Apesar dos estudos e experimentos

relacionados aos processos de combustão de motores terem iniciado há várias

2

décadas, ainda hoje eles são considerados de alta complexidade, tendo em vista a

coexistência de diversos fenômenos físicos e químicos.

Os estudos atuais envolvem a modelagem e simulação da cinética de muitas

reações químicas de diferentes compostos orgânicos, escoamentos reativos,

multifásicos e turbulentos, características de propagação e da velocidade de chama,

processos de transferência de calor, características de combustível e de construção da

câmara de combustão, entre outros. Como contribuição a esses estudos existe a

necessidade de se realizar análises experimentais mais profundas do desempenho e

das emissões dos motores com diferentes misturas de gasolina e etanol. Na área da

medição das emissões, existe a necessidade de uma correta medição dos

hidrocarbonetos, dos aldeídos e do etanol não queimado, quando utilizados

combustíveis com elevado percentual de oxigênio na mistura. Também é necessário o

desenvolvimento contínuo de modelos que permitam a implantação de novos

programas computacionais de simulação, principalmente nos assuntos relacionados a

novas tecnologias de motores e aos diferentes tipos de combustíveis. Existe ainda a

necessidade de desenvolvimento de modelos que abordem a variação da composição

do combustível e sua influência no desempenho e nas emissões dos motores,

incluindo o uso de combustíveis alternativos que, no processo de combustão, podem

apresentar características peculiares.

Atualmente o Brasil é o país líder mundial no uso de energia renovável em

veículos, tendo lançado em 2003 a tecnologia FLEX para os veículos com ignição por

centelha (BUCCI et al., 2003; MARSON et al., 2003). Essa tecnologia permite a

operação do veículo tanto com gasolina (gasolina com etanol anidro adicionado de 18

a 25% v/v), quanto com etanol hidratado, em qualquer percentual de mistura desses

combustíveis, sendo um caso único no mundo quanto ao uso de etanol hidratado em

larga escala. Essa tecnologia teve grande penetração no mercado brasileiro de

veículos, representando em 2010 aproximadamente 85% de vendas de novos veículos

no país (MELO et al., 2010; VICENTINI, 2011). Com relação ao desempenho desses

veículos, muitas pesquisas estão sendo feitas no país no sentido de se conseguirem

melhores resultados de emissões e de consumo (VICENTINI et al., 2005; AMORIM et

al., 2005a; AMORIM et al., 2005c; BAÊTA, 2006; MELO et al., 2007; MELO et al.,

2010; COSTA et al., 2010; MACHADO et al., 2011). Também foram realizados estudos

para avaliação do desempenho de motores FLEX com o uso de gás natural veicular

(GNV) (AMORIM et al., 2005a; AMORIM et al., 2005b; AMORIM et al., 2005c; BAÊTA,

et al., 2005; MELO et al., 2006; MELO et al., 2007). Em agosto de 2006, foi iniciada a

comercialização do veículo Siena TETRAFUEL da FIAT, primeiro modelo

multicombustível do país produzido por uma montadora.

3

Apesar de vários trabalhos experimentais terem sido publicados no país nos

últimos anos, ainda existem necessidades de estudos adicionais tanto na área

experimental, quanto na área de simulação computacional. Para esses estudos devem

ser considerados os principais desafios atuais de tecnologia FLEX, que são: a redução

das emissões de etanol não queimado e de aldeídos, que contribuem para a formação

de ozônio na troposfera (VICENTINI, 2011) e a melhora de sua eficiência energética,

uma vez que está em andamento o programa de etiquetagem de consumo veicular

(CARVALHO et al., 2011a).

A maior lacuna identificada no estudo dos motores FLEX foi referente a estudos

experimentais e de simulação com o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na

gasolina. Dessa forma foi escolhido como tema dessa tese um estudo experimental

detalhado sobre o desempenho, emissões e parâmetros de combustão de um motor

FLEX operando com diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina. Com relação

às emissões foi incluída uma análise experimental que verificasse as emissões de

forma separada dos hidrocarbonetos, etanol não queimado e aldeídos. Também foi

incluído no tema a elaboração de um modelo computacional para o motor FLEX, sendo

os dados de simulação de combustão e de emissões validados experimentalmente.

1.1. Objetivos do Trabalho

O objetivo geral da presente Tese é a realização de uma análise experimental e

de uma simulação computacional validada com os dados experimentais para um motor

tipo FLEX operando com gasolina, etanol hidratado e diferentes percentuais de mistura

desses combustíveis. Faz parte do escopo desse trabalho a investigação do

comportamento da mistura ar-combustível no interior da câmara de combustão,

relacionando o desempenho e as emissões do motor com as características dos

combustíveis (etanol e gasolina). Devido às particularidades dos combustíveis usados

no Brasil, serão utilizadas suas propriedades físico-químicas obtidas em análises

laboratoriais contribuindo para uma maior confiabilidade dos estudos experimentais e

das simulações realizadas.

4

1.2. Justificativa e Contribuição da Tese

Um dos desafios da tecnologia FLEX é a redução das emissões veiculares de

aldeídos e de etanol não queimado, poluentes que contribuem para a formação de

ozônio na troposfera (MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011). Também é importante um

aumento da eficiência energética desses veículos, diante do programa de etiquetagem

de consumo veicular em andamento no Brasil (CARVALHO et al., 2011a). Na área de

modelagem, não existem muitos resultados de simulação disponíveis com o uso da

tecnologia FLEX e com o uso dos combustíveis nacionais. Nesse cenário, essa tese se

justifica e pode contribuir para a comunidade científica por:

• Disponibilizar dados detalhados de análise físico-químicas de diferentes misturas de

gasolina e etanol hidratado para uso em calibrações de motores FLEX e/ou em

modelagem de motores com combustíveis nacionais.

• Realizar análise experimental e disponibilizar dados de parâmetros de desempenho,

de combustão e de emissões para diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina,

contribuindo para estudos de melhora de eficiência global e de redução de emissões

em veículos e motores FLEX. Esses resultados também possibilitam a validação de

novos modelos computacionais para esses motores.

• Disponibilizar resultados experimentais da emissão de hidrocarbonetos, aldeídos e

etanol não queimado por técnica de espectroscopia no infravermelho por transformada

de Fourier (FTIR). Esses dados representam uma evolução dos resultados de

hidrocarbonetos normalmente reportados na literatura, que utilizam o método FID

(Analisador de hidrocarbonetos por ignição de chama), que não permite a identificação

das emissões de aldeídos e de etanol não-queimado.

• Analisar a combustão e a eficiência global do motor FLEX operando com diferentes

misturas de etanol hidratado e em várias condições de operação do motor.

• Elaborar e validar um modelo para motor FLEX com o uso de dados experimentais

para diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina e diferentes regimes de

operação do motor.

• Estudar os limites de aplicação da equação de Wiebe duas zonas, como ferramenta

para uso em modelagem quasi-dimensional acoplada a modelos de cinética química,

para simulação de emissões de diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina.

Apesar das contribuições do trabalho para o aprimoramento de modelos

computacionais, as contribuições mais relevantes dessa tese de doutorado são

referentes à parte experimental do trabalho.

5

1.3. Organização da Tese

O Cap. 2 apresenta uma revisão bibliográfica e o estado da arte na área de

experimentos em banco de provas e de modelagem de motores. São descritos

experimentos em bancos de provas com o uso de misturas gasolina-etanol em

diferentes percentuais e seus efeitos no desempenho e nas emissões de motores.

Também está incluída uma explicação sobre os tipos de modelos computacionais

usados (zero-dimensionais, quasi-dimensionais, unidimensionais e multidimensionais)

existentes. Ao final do Cap. 2 é descrita a contribuição da tese.

O Cap. 3 descreve as metodologias usadas no trabalho, tanto para a realização

dos experimentos, quanto para as simulações computacionais. Estão incluídas

informações da instrumentação, do motor, dos combustíveis, bem como da teoria do

programa de simulação.

O Cap. 4 apresenta os resultados experimentais e de simulação computacional

com o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina em diferentes

condições de operação.

O Cap. 5 apresenta os comentários finais, a contribuição do doutorado e as

propostas de trabalhos futuros.

6

CAPÍTULO 2

REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE

2.1. Aspectos Gerais

As pesquisas e estudos relacionados ao desempenho e a modelagem de

motores têm avançado muito nos últimos anos, porém existe a necessidade de se

aprofundar os estudos sobre a tecnologia de veículos do tipo FLEX. Na área

experimental, o uso do etanol pode provocar elevada emissão de aldeídos e de etanol

não queimado (MELO et al., 2009; SALES et al., 2011), temas que precisam ser

estudados em maior profundidade. Existem desafios para a medição precisa desses

poluentes, considerando o fato que a análise dos hidrocarbonetos totais pode sofrer

influência de compostos oxigenados presentes na exaustão.

Na área de modelagem de motores, apesar de diversas pesquisas já realizadas,

foi verificado que ainda existem diversos desafios tecnológicos a serem superados,

principalmente aqueles relacionados ao estudo de modelos que consideram a

influência da composição dos combustíveis no desempenho de motores, além da

adição de etanol à gasolina em diferentes proporções. Mesmo grandes empresas e

institutos de pesquisas internacionais, reconhecidos na área de combustão,

apresentam limitações no desenvolvimento de modelos que levem em consideração a

variação da composição dos combustíveis e a adição de oxigenados na gasolina.

Como a maioria dos clientes dessas empresas utiliza os programas computacionais

para o desenvolvimento de motores, normalmente é adotado um combustível de

referência (iso-octano) para representar uma gasolina típica. No caso brasileiro existe

ainda uma particularidade que é o uso do etanol hidratado (contém de 4,0 a 4,9% v/v

de água) e seu uso em misturas com a gasolina brasileira (gasolina com 18% a 25%

v/v de etanol anidro). Apesar dessa aplicação ser um caso específico a nível

internacional, o etanol hidratado é aplicado em uma grande frota de veículos do tipo

FLEX, tecnologia que representa, desde 2009, mais de 80% de novas vendas de

veículos no Brasil (MELO et al., 2009; MELO et al., 2010; VICENTINI et al., 2011).

O uso da curva de pressão no interior do cilindro do motor, como ferramenta

para o estudo dos fenômenos da combustão, encontra aplicação crescente não só nas

universidades, mas também em empresas automotivas e de software que buscam

nessa medição uma maneira de validar os modelos computacionais desenvolvidos.

7

Atualmente, o uso da tecnologia FLEX possui aplicação crescente no mercado

brasileiro, não existindo até o momento muita literatura técnica publicada na área de

análise experimental avançada e de modelagem desses motores e, em especial, no

uso de diversas misturas de etanol hidratado na gasolina.

Durante a pesquisa bibliográfica foi feito um grande levantamento de literatura

técnica, incluindo base de dados de revistas especializadas de renome internacional.

Também foi feita pesquisa na base de dados da SAE (Society of Automotive

Engineers) que apresenta diversos trabalhos do setor automobilístico e na área de

combustíveis. Foram obtidos trabalhos de simulação com o uso de modelos

termodinâmicos ou zero-dimensional (função apenas do tempo), quasi-dimensionais,

unidimensionais (tempo e uma direção), bem como modelos multidimensionais (função

do tempo e do espaço). Os modelos termodinâmicos encontram maior aplicação em

universidades e institutos de pesquisa, porém existem aplicações comerciais que os

utilizam como submodelos dentro de um modelo principal do tipo multidimensional ou

unidimensional. Devido à complexidade, os modelos unidimensionais e

multidimensionais normalmente são projetados por grandes empresas que

disponibilizam, em alguns casos, os programas ou códigos para comercialização e uso

por terceiros. Foram também pesquisados trabalhos experimentais e de modelagem

específicos sobre a influência da adição do etanol à gasolina no desempenho e nas

emissões de motores.

2.2. Modelagem de Motores

2.2.1. Tipos de Modelos de Combustão em Motores

Entre as referências da literatura para classificação de modelos de combustão

destacam-se: HEYWOOD (1980), JAMES (1984) e RAMOS (1989). Segundo

HEYWOOD (1980), esses modelos podem ser divididos em três categorias: zero-

dimensionais, quasi-dimensionais e multidimensionais. Os modelos zero-dimensionais

e os quasi-dimensionais são também conhecidos como fenomenológicos ou

termodinâmicos, pois são estruturados em torno da análise termodinâmica dos fluidos

de trabalho do motor.

Segundo HEYWOOD (1980), os modelos zero-dimensionais são construídos

com base na primeira lei da termodinâmica e o tempo é a única variável independente.

A taxa de queima do combustível é obtida através de um submodelo obtido

empiricamente. Na modelagem quasi-dimensional, é utilizada a taxa de queima de um

submodelo físico, baseado em um processo de combustão turbulenta, com o objetivo

8

de se prever o atraso e a evolução da combustão. Estes parâmetros são

representados em função de dados de operação e de projeto do motor. Os gases do

cilindro são subdivididos em duas zonas: gases queimados (produtos da combustão) e

gases não queimados. A frente de chama é considerada como sendo geralmente de

formato esférico, permitindo um cálculo de sua velocidade. Esses modelos são muito

usados para estudo de emissões de poluentes, principalmente formação de óxidos de

nitrogênio (NOX), hidrocarbonetos não queimados (THC) e material particulado (no

caso de motores diesel).

Os modelos multidimensionais utilizam equações diferenciais de conservação

de energia, massa, quantidade de movimentos e espécie química em conjunto com

modelos que descrevem os escoamentos turbulentos e de camada limite, reações

químicas, entre outros (PARROTIS et al., 2012). Nesses casos a solução numérica

descreve os fenômenos físicos no tempo e espaço. Esses modelos devem ser capazes

de fornecer informações detalhadas sobre o escoamento da mistura ar- combustível

dentro do motor, além de informações sobre a razão de propagação e a geometria da

frente de chama durante o processo de combustão. O conjunto de equações de

conservação inclui massa, energia, quantidade de movimento e conservação de

espécies em uma, duas ou três dimensões. Dentro de um modelo multidimensional,

algumas vezes podem ser incluídos submodelos zero-dimensionais ou quasi-

dimensionais. Os modelos multidimensionais podem requerer um grande tempo

computacional, além de possuírem uma complexidade bastante elevada em alguns

casos.

JAMES (1984) classifica os modelos em zero-dimensional ou termodinâmicos,

unidimensional, multidimensional e híbrido. Os modelos do tipo zero-dimensional foram

divididos em três subgrupos, segundo critérios de uso da taxa de massa queimada. O

primeiro subgrupo é conhecido como “modelos de taxa de queima definida”, podendo

utilizar a equação de Wiebe ou a equação do cosseno, por exemplo, para representar

a fração de massa de combustível queimado. O segundo grupo é chamado “modelos

de frente de chama turbulenta”, pois esses modelos relacionam a velocidade turbulenta

de queima à intensidade do fluxo turbulento. O terceiro subgrupo é chamado “modelo

de combustão com zona dividida”, sendo equivalente ao modelo quasi-dimensional

definido por HEYWOOD (1980). Os modelos híbridos são usados para reduzir a

distância entre os modelos multidimensionais e os modelos quasi-dimensionais,

permitindo que as equações de fluxo turbulento possam ser acopladas a submodelos

do tipo termodinâmico do processo de combustão e troca de calor entre outros.

9

RAMOS (1989) classifica os modelos de combustão de outra forma. Ele divide

os modelos em quatro classes: zona-simples, multizona, unidimensional e

multidimensional. Comparando essa divisão com a proposta por HEYWOOD (1980), a

modelagem de zona-simples equivale ao modelo zero-dimensional, a modelagem

multizona a um modelo quasi-dimensional, e a modelagem unidimensional e

multidimensional a um modelo multidimensional.

Outra classificação dos modelos é reportada por MASSA (1992) que os divide

em caráter preditivo ou de diagnóstico. Os modelos preditivos objetivam uma previsão

de desempenho, consumo e emissões do motor, a partir da modelagem dos

fenômenos físicos e químicos que governam os seus processos. Um modelo

totalmente preditivo é extremamente complexo, pois o conhecimento da taxa de

queima e da velocidade de propagação de chama, por exemplo, não estão disponíveis

a priori para diferentes combustíveis em determinado motor. O modelo diagnóstico

propõe a substituição de submodelos de complexidade elevada ou com hipóteses

construídas empiricamente por dados experimentais. Ao se utilizar dados

experimentais como dados de entrada do modelo, esse se torna representativo da

condição testada e seus resultados serão um diagnóstico da mesma. Dentro de um

modelo do tipo diagnóstico podem existir submodelos preditivos. Essa tese adota a

terminologia sugerida por HEYWOOD (1980).

2.2.2. Modelos Termodinâmicos Zero-Dimensionais

Os modelos termodinâmicos zero-dimensionais podem ser divididos em quatro

subcategorias de acordo com a forma de equacionamento da razão de calores

específicos (k) e da inclusão ou não da influência de perda de calor pela parede.

A melhor definição de modelo termodinâmico zero-dimensional foi encontrada

em LANZAFAME et al. (2003), mostrando que esse tipo de modelo possui a vantagem

de permitir uma descrição simplificada dos fenômenos físicos (calor liberado durante a

combustão e troca de calor entre o gás e a parede do cilindro), permitindo um ganho

de tempo computacional. São consideradas quatro aplicações diferentes para esse

modelo, sendo:

• Aplicação básica da 1a Lei da Termodinâmica – k é constante e não há troca de calor

entre o gás e a parede do cilindro;

• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica e troca de calor – k é constante e existe troca

de calor entre o gás e a parede do cilindro;

10

• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica com k variável – k é função da temperatura e

não há troca de calor do gás com a parede;

• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica com k variável e com troca de calor pela

parede – k é função da temperatura e há troca de calor do gás com a parede.

A modelagem de k constante ainda é encontrada freqüentemente quando é

aplicada a 1a Lei da Termodinâmica, porém a modelagem mais precisa é a que prevê o

uso de k em função da temperatura e com troca de calor pela parede.

A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados e referentes

à modelagem termodinâmica zero-dimensional.

CATON (2000a) estudou a modelagem termodinâmica em um trabalho

comparativo de duas abordagens matemáticas para predição do desempenho de

motores com ignição por centelha. Na primeira, utilizou hipóteses simplificadoras

comuns em modelos termodinâmicos básicos: a mistura ar-combustível foi considerada

como um fluido homogêneo formado por um único componente e a razão de calores

específicos foi considerada constante. Na segunda abordagem, realizou uma análise

com algoritmos específicos para determinar a evolução das propriedades do gás no

interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim. O

objetivo da comparação era avaliar as discrepâncias existentes entre as duas

abordagens, de forma a se constatar a validade do uso de um modelo básico na

predição das principais características do processo de combustão e do aproveitamento

de energia que ocorre em um motor. Para ambas as formulações, a modelagem da

queima foi feita com a utilização da equação de Wiebe para caracterizar a taxa de

fornecimento de energia proveniente da combustão. Esta equação foi aplicada na 1a

Lei da Termodinâmica juntamente com a equação de estado dos gases ideais para

obter equações diferenciais para pressão e temperatura no interior da câmara de

combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim. As trocas térmicas pela

parede do cilindro também foram levadas em consideração com a aplicação da lei de

resfriamento de Newton. O coeficiente de transferência de calor foi obtido por uma

correlação de Woschni.

Os resultados do trabalho mostraram comportamentos qualitativos muito

semelhantes para as duas abordagens (CATON, 2000a). Numericamente, os valores

mostraram uma aderência razoável, diferindo principalmente nos valores máximos,

referentes às propriedades instantâneas como pressões e temperaturas. Nos casos

estudados, a abordagem básica forneceu resultados de pressão e temperatura

11

maiores do que a abordagem completa, obtendo-se resultados próximos para a

eficiência térmica e potência disponível. Foi concluído que o desempenho global de um

motor pode ser previsto com boa aproximação pela formulação de propriedades

constantes e que as principais características do processo podem ser preservadas,

desde que os valores destas propriedades sejam escolhidos de forma criteriosa. Uma

contribuição importante do trabalho de CATON (2000a) foi mostrar que com o uso de

uma abordagem termodinâmica básica há uma tendência de cálculo de valores de

pressões e temperatura do cilindro mais elevadas do que os da abordagem mais

detalhada.

ALLA (2002) realizou simulações computacionais de um motor de quatro

tempos com ignição por centelha, com o objetivo de analisar os parâmetros de

desempenho do motor em função de diversas variáveis. Foi estudado o efeito da

variação das propriedades da mistura ar-combustível (razão de equivalência e razão

de calores específicos), das características do processo de combustão (duração e

ângulo de ignição) e também da geometria do motor (razão de compressão). A

Equação de Wiebe foi utilizada para modelar o comportamento da evolução da queima,

estabelecendo assim a taxa de fornecimento de energia proveniente da combustão. O

valor total da energia fornecida no fim do processo era função da massa de

combustível admitida, do seu poder calorífico e também da eficiência da combustão.

Foi adotada a hipótese de gases ideais, escrita a equação de estado dos gases, e

substituída na equação da 1ª

Lei da Termodinâmica em função do ângulo do eixo do

virabrequim. Na formulação, os calores específicos foram considerados constantes.

Para a obtenção do trabalho realizado no pistão foi feita a integração da expressão da

pressão versus o diferencial de volume. A energia transferida pela parede do cilindro

foi calculada pela lei de resfriamento de Newton com o coeficiente de transferência de

calor sendo gerado por uma correlação empírica.

Como resultado, foi verificado, primeiramente, o aumento da eficiência térmica

acompanhando o aumento da razão de compressão, através da visualização do gráfico

do trabalho em função do ângulo do eixo do virabrequim (ALLA, 2002). Mesmo com a

necessidade de se desprender mais energia para chegar ao ponto morto superior,

devido à maior razão de compressão, o valor final da energia transmitida ao pistão foi

maior. Através da avaliação do efeito da variação da razão de equivalência da mistura,

foram constatados maiores picos de pressão conforme o enriquecimento da mistura,

com conseqüente aumento na geração de trabalho, partindo de misturas pobres até

levemente ricas. Para o cálculo da eficiência térmica, porém, a razão de equivalência

foi levada a valores ainda maiores e pôde-se perceber que a partir de um determinado

12

ponto a eficiência térmica passava a diminuir sensivelmente por causa da queda na

eficiência da combustão. Através desta análise foi determinado o valor da razão de

equivalência que fornecia a melhor eficiência térmica.

Outro importante parâmetro de desempenho analisado foi o ângulo de ignição

(ALLA, 2002). Realizando cálculos com a combustão iniciando-se em diferentes

ângulos, foram obtidos valores menores para os picos de pressão conforme se

retardava a centelha. Juntamente a isso foram calculadas as eficiências térmicas para

cada caso e observou-se o ângulo ótimo para o início da combustão. O trabalho

também analisou o efeito da duração da combustão na eficiência térmica, de forma a

se determinar uma duração de combustão ótima, parâmetro que pode ser usado no

projeto da geometria da câmara de combustão. Esse trabalho contribuiu para o

trabalho de MELO (2007) principalmente devido à correlação que foi proposta para a

eficiência da combustão em função do valor do fator lambda (λ) da mistura ar-

combustível e pelo ajuste de experimentos dos parâmetros de Wiebe em experimentos

de um motor com ignição por centelha.

SANTOS JUNIOR (2004) estudou a modelagem termodinâmica zero-

dimensional na predição do ciclo operacional de um motor com ignição por centelha

movido a gás natural. O modelo era válido para o instante após o fechamento da

válvula de admissão até a abertura da válvula de escapamento. Para a modelagem da

combustão foi utilizada a função pré-estabelecida de Wiebe, utilizando para o fator m o

valor de 2 e para o fator a o valor de 5, segundo recomendação de ALLA (2002). Para

a estimativa do calor trocado com a parede foi utilizada a equação de Woschni

(WOSCHNI, 1967). As equações polinomiais descritas em VAN WYLEN et al. (1995)

foram usadas para o cálculo da equação de calor específico a pressão constante como

função da temperatura. Para resolver o sistema de equações diferenciais foi elaborado

um programa de simulação com o aplicativo MATHEMATICA da Wolfram Research

Inc. (SPHAIER, 2001), para a predição da curva de pressão do cilindro, cálculo do

trabalho e do calor liberado pelo combustível, entre outros. Esse programa foi

verificado e ajustado com base em dados experimentais publicados por SHUDO et al.

(2002). Como este não informava alguns dados de entrada necessários para o modelo,

foram feitas estimativas da composição do gás natural, da temperatura de admissão do

motor e da massa admitida de combustível, entre outros. Nos resultados finais os

dados simulados de uma curva de pressão, potência, energia liberada pela parede,

entre outros, apresentaram diferenças inferiores a 10% em relação a valores

experimentais.

13

Entre os trabalhos futuros, SANTOS JUNIOR (2004) sugere um estudo

comparativo das diferentes equações para estimativa do coeficiente de transferência

de calor pela parede do cilindro. O autor também sugere o uso da taxa de variação do

calor específico a pressão constante em função do ângulo do eixo do virabrequim,

tornando o modelo mais genérico. Esse trabalho teve a limitação de usar várias

aproximações para os parâmetros de entrada do modelo, uma vez que o artigo

utilizado com os dados experimentais não era completo. Também não houve análise e

simulação das emissões.

MELO (2007) desenvolveu, a partir do trabalho de SANTOS JUNIOR (2004) um

modelo termodinâmico computacional dos processos de compressão, combustão e

expansão da gasolina, etanol e gás natural para predição do desempenho de um motor

com ignição por centelha do tipo FLEX (gasolina e etanol) com kit de gás natural

veicular (GNV) instalado. Para a modelagem da combustão foi utilizada a função pré-

estabelecida de Wiebe, para caracterização da fração de massa de combustível

queimado, utilizando-se inicialmente m=2 e a=5, segundo recomendação de ALLA

(2002). Porém, para as simulações do uso de gasolina houve a necessidade de se

modificar esses parâmetros para a=2 e m=1. Dessa forma, foram obtidos melhores

resultados de fração de massa de combustível queimado calculada por Wiebe e

também um melhor ajuste da curva de pressão. A equação da 1ª Lei da

Termodinâmica foi reescrita como função do ângulo do eixo do virabrequim.

Considerando-se a hipótese de gás ideal, foi gerado o sistema de equações

diferenciais.

Para estimativa da energia perdida pela parede foi utilizada a equação de

resfriamento de Newton com coeficiente de transferência de calor dado pela equação

de Woschni (WOSCHNI, 1967), sendo os ajustes de correção obtidos em função do

ângulo de avanço (MELO, 2007). Foram desenvolvidas equações polinomiais

logarítmicas para o cálculo da evolução do calor específico a pressão constante como

função da temperatura, específicas para cada tipo de combustível, segundo

LANZAFAME et al. (2001, 2002, 2003, 2005). Entre as simplificações adotadas pelo

modelo se destacam: mistura uniformemente distribuída na câmara de combustão;

mistura admitida formada somente por ar, metano e etano; mistura comporta-se como

gás ideal; não é considerada a propagação da frente de chama; razão dos calores

específicos varia com a temperatura; temperatura da parede do cilindro é considerada

constante; início e duração da combustão calculados a partir de dados do equipamento

de medição de pressão do motor; consideração de processo politrópico entre o

fechamento da válvula de admissão até o início da combustão. Entre os dados de

entrada do modelo, são necessários: geometria básica do motor, funcionamento do

14

motor (rotação, ângulo de ignição, duração da combustão, temperatura da parede do

cilindro) e mistura admitida (pressão e temperatura iniciais, poder calorífico inferior do

combustível, razão ar-combustível de operação, massa da mistura admitida por ciclo,

duração, atraso e eficiência da combustão).

Foi criado um programa de simulação com o aplicativo MATHEMATICA

(SPHAIER, 2001), para o cálculo da curva de pressão do cilindro, cálculo do trabalho e

do calor liberado pelo combustível, entre outros, através da solução de um sistema de

equações diferenciais baseadas na 1ª lei da Termodinâmica (MELO, 2007). Como

resultado de saída do modelo foram gerados perfis de pressão e de temperatura do

gás no interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim

para os 3 combustíveis (gasolina, etanol e GNV), possibilitando a avaliação de

parâmetros de desempenho do motor em diferentes condições de trabalho. Os

resultados teóricos foram comparados, para efeitos de validação, com resultados

experimentais obtidos em um banco de provas com um motor FLEX, 1.8 L com kit de

GNV, operando com gasolina, etanol hidratado e GNV. Os resultados da simulação de

todas as curvas de pressão tiveram diferenças em torno de 4% dos valores

experimentais encontrados. Foram encontrados menores valores de coeficiente de

variação do IMEP (Pressão média efetiva Indicada) e do coeficiente de variação da

pressão máxima como uso do etanol em relação ao uso da gasolina, sinalizando uma

combustão mais estável desse combustível. Entre as principais contribuições do

trabalho de MELO (2007) podem ser citadas a disponibilização de propriedades físico-

químicas da gasolina com adição de etanol anidro, do etanol hidratado e do gás natural

veicular (GNV) usados no Brasil. Também deve ser considerada a contribuição pela

elaboração de equações logarítmicas com uma única faixa de temperatura para o calor

específico a pressão constante (cp) dos combustíveis. Fato que contribuiu para uma

simplificação do programa computacional desenvolvido com significativa redução do

tempo de simulação. Entre as limitações estão o uso de apenas uma zona de

combustão e ausência de resultados de emissões.

TENG (2011) estudou a aplicação de um modelo unidimensional dos sistemas

de admissão e exaustão de um motor monocilíndrico diesel na simulação de um motor

diesel turbo V8 e de um modelo zero-dimensional para a simulação da combustão com

o uso do modelo de Wiebe de uma zona. Entre os critérios adotados no modelo estão:

o nível de flutuação da pressão dos sistemas de admissão e exaustão do motor

monocilíndrico devem estar dentro dos limites de variação do motor V8; as vazões de

gás na admissão e exaustão dos motores devem ser próximas; a pressão do cilindro

para a simulação no motor monocilíndrico deve ser próxima da pressão do motor V8.

15

Foi utilizado o software BOOST da empresa AVL e pequenas diferenças de resultados

foram observados entre os valores experimentais e simulados no motor monocilíndrico.

O artigo conclui que é possível utilizar o modelo implementado para o motor

monocilíndrico para estudar o comportamento da combustão do motor turbo V8 diesel.

YELIANA et al. (2011) estudaram um método para otimizar o ajuste da equação

de Wiebe para diferentes misturas de gasolina e etanol em um motor com ignição por

centelha com diferentes razões de compressão e diferentes níveis de EGR

(recirculação dos gases de descarga). A estimativa dos parâmetros da equação de

Wiebe foi feita por uma solução analítica e pelo método dos mínimos quadrados para

ajuste da fração de massa de combustível queimado calculada. Foi utilizado um motor

monocilíndrico (CFR) com taxa de compressão variável (8, 10, 12, 14 e 16) e cinco

misturas de etanol anidro na gasolina (E0, E20, E40, E60 e E84). A rotação do motor

foi mantida constante em 900 rpm e a carga (BMEP) em 330 kPa. A razão ar-

combustível foi mantida estequiométrica para todos os combustíveis. O ajuste de

avanço foi feito para o ponto de máximo torque (MBT) sem a ocorrência de detonação

audível. Os autores concluem que o método de otimização do ajuste dos parâmetros

de Wiebe é rápido e que a fração de massa de combustível queimado calculada com o

uso dos ajustes apresenta pequenos erros em relação aos valores dos experimentos.

A principal contribuição desse trabalho é mostrar a possibilidade de uso de um método

matemático e não empírico para um ajuste rápido e preciso para os parâmetros usados

na equação de Wiebe.

Dentre outros trabalhos que utilizaram modelos zero-dimensionais, podem ser

mencionados: COLAÇO et al. (2010a) estudaram a simulação da curva de pressão de

um motor monocilíndrico diesel operando com diferentes misturas de óleo diesel e

biodiesel; ALIX et al. (2011) compararam o desempenho do modelo zero-dimensional

com o unidimensional para estudos de sistemas de dutos em motores com ignição por

centelha; GALINDO et al. (2011) estudaram o uso da equação de Wiebe para a

simulação da combustão de motores dois tempos.

2.2.3. Modelos Termodinâmicos Quasi-Dimensionais

BENSON et al. (1975) estudaram um modelo de simulação para um motor

monocilíndrico com ignição por centelha, incluindo os sistemas de admissão e de

exaustão do motor. Foi adotado o modelo quasi-dimensional, em que a simulação

necessitava de apenas um fator de correção para ajuste da velocidade da frente de

chama turbulenta de forma a completar os cálculos do ciclo, incluindo a predição dos

valores de óxido nítrico (NO). Equações de equilíbrio termodinâmico para as diferentes

16

espécies (H2O, OH, H, N2, N, CO2, O2, O, NO) foram usadas. O estudo dos gases de

escapamento incluiu reações químicas que ocorrem na tubulação de escape do motor.

O estudo obteve resultados de simulação do ciclo do motor satisfatórios quando

comparados com os valores experimentais, incluindo valores para predição de NO. O

trabalho conclui que o programa escrito para simulação pode ser usado para auxiliar o

projeto de dutos de admissão de ar e de escapamento, como também estudar outros

tipos de problemas tais como localização de catalisadores, válvulas de recirculação de

gases de escape (EGR), entre outros.

MASSA (1992) apresentou um trabalho sobre o desenvolvimento e a aplicação

de um modelo computacional para análise de combustão em motores com ignição por

centelha. Com base em BENSON et al. (1975) foi construído um modelo

termodinâmico quasi-dimensional do tipo diagnóstico, capaz de calcular parâmetros de

interesse para estudo da combustão, do desempenho e das emissões a partir de

resultados experimentais do motor, incluindo a curva de pressão em função do ângulo

do eixo do virabrequim. O objetivo do trabalho foi desenvolver um programa de

simulação capaz de realizar uma avaliação do desempenho de diferentes combustíveis

(gasolina, iso-octano e etanol) nos processos referentes à parte fechada do ciclo do

motor (compressão, combustão e expansão). Para simplificar as equações de

combustão e cálculos de razão ar-combustível, foi usado o princípio de combustível

equivalente, uma vez que os combustíveis do mercado brasileiro são misturas de

hidrocarbonetos-etanol ou etanol-água. A fórmula geral do combustível equivalente

usada foi CHyOz, onde C, H e O são, respectivamente, os átomos de carbono,

hidrogênio e oxigênio e (y) e (z) são os números de átomos do hidrogênio e do

oxigênio, respectivamente. As hipóteses simplificadoras adotadas na modelagem

foram:

• A mistura fresca é homogênea no interior do cilindro;

• Pressão é uniforme em toda a câmara, em todo o instante;

• A mistura fresca e a mistura de produtos de combustão comportam-se como gases

perfeitos;

• Na combustão, a câmara é dividida em duas zonas: uma contendo a mistura

queimada e outra contendo a não queimada;

• Frentes de chama esféricas separam as duas zonas, propagando-se uniformemente

em todas as direções;

• Não são consideradas trocas de calor entre as duas zonas;

17

• A mistura não queimada mantém a sua composição constante em todo o processo e

a mistura queimada está em equilíbrio termodinâmico, exceto para o NO.

Para os diferentes combustíveis simulados, foram utilizados os coeficientes das

equações para as propriedades termodinâmicas em função da temperatura, estes

fornecidos por HEYWOOD (1988). Para a gasolina também foram feitas mais três

misturas com teores de etanol anidro de 4, 15 e 30%. Além dos parâmetros do motor e

dados dos combustíveis, foram feitos ensaios experimentais em um motor

monocilíndrico ASTM-CFR Waukesha para os diferentes combustíveis, com medição

dos seguintes dados de entrada do modelo: curva de pressão por ângulo do eixo do

virabrequim, vazão mássica de ar e de combustível, pressão atmosférica, pressão de

descarga, pressão do coletor de admissão, temperatura do ar, do combustível e dos

gases de descarga, avanço de ignição e rotação do motor. Foram feitas medições de

concentração dos gases de escapamento apenas para CO e CO2, sendo feito pelo

modelo uma predição das emissões de NO para estudos qualitativos. Entre os dados

de saída, o programa simulador calculava, para diferentes combustíveis: potência

indicada, eficiência de combustão, pressão média efetiva, emissões no final do ciclo de

expansão (NO, CO, CO2) e duração da combustão.

Como conclusão, MASSA (1992) observou que os resultados do modelo foram

superiores aos resultados medidos de CO e inferiores aos medidos para CO2. No

trabalho foram considerados dados de análise dos combustíveis usados no

experimento, com exceção das curvas de calor específico a pressão constante e de

entalpia que foram obtidos de HEYWOOD (1988). O programa construído apresentou,

de forma geral, resultados coerentes com a literatura para os formatos de curva dos

gases CO, CO2 e NO, sendo considerado uma ferramenta útil para estudo e análise da

combustão em motores. Com relação a trabalhos futuros, o autor sugere a criação de

um banco dinamométrico para estudo da combustão em motores monocilíndricos, além

da elaboração de rotinas para cálculo da entalpia e do calor específico em função da

temperatura para diferentes composições químicas de gasolinas. O autor também

recomenda correlacionar a composição e as propriedades químicas dos combustíveis

com os parâmetros globais em função do tempo, para estudo do desempenho,

emissões e da combustão. Deve ser ressaltado o fato de que MASSA (1992) aplicou o

modelo desenvolvido por BENSON et al. (1975) utilizando valores de propriedades

físico-químicas experimentais da gasolina nacional. Também é importante a discussão

sobre o desenvolvimento de trabalhos futuros com o desenvolvimento de equação de

correlação de propriedades dos combustíveis e do desempenho do motor, tema

desafiador ainda nos dias atuais.

18

SUNG et al. (1997) desenvolveram um modelo de duas zonas quasi-

dimensional para motores de ignição por centelha, de forma a estudar o efeito da

geometria da câmara na combustão. Foi usado um modelo de turbulência para se

encontrar a taxa de queima da mistura ar-combustível. O modelo foi calibrado e

ajustado com base em dados de pressão do cilindro a partir de ensaios experimentais

em um motor de quatro cilindros. O trabalho conclui que esse tipo de modelo pode ser

usado para se estudar os efeitos da geometria da câmara de combustão na duração de

combustão, com resultados satisfatórios quando usando uma razão ar-combustível

próxima da mistura estequiométrica.

FOIN et al. (1999) desenvolveram um modelo quasi-dimensional para estudar o

processo de combustão em motores de ignição por centelha de forma a fornecer

informações termodinâmicas, usando como dados de entrada os registros

experimentais de pressão na câmara de combustão, em condições de detonação do

motor. O modelo operou com a hipótese de frente de chama esférica e forneceu

informações das temperaturas e concentrações dos gases queimados e não

queimados, da transferência de calor para a parede e da taxa de liberação do calor

aparente. Os ensaios experimentais foram feitos em um motor monocilíndrico CFR

modificado operando em rotação de 900 rpm e plena carga para até sete gasolinas

com teores de octanagem do tipo pesquisa (RON) diferentes. Como conclusão, o

trabalho mostra que a temperatura do gás não queimado, numa região

adiabaticamente comprimida, é uma boa aproximação para a temperatura da reação

de combustão. A pressão no instante de detonação foi correlacionada com a fração de

massa de combustível não queimado, com diferentes relações entre dois tipos de

combustíveis.

KODAH et al. (2000) realizaram um estudo para validação de um modelo

termodinâmico do processo de combustão em um motor com ignição por centelha.

Para calcular a quantidade de combustível queimada foi pré-estabelecida uma curva,

em função da propagação da frente de chama e do ângulo do eixo do virabrequim,

capaz de determinar a taxa de fornecimento de energia ao sistema. As propriedades

do gás foram obtidas através de um algoritmo que calcula a fração de cada

componente presente na câmara em função da temperatura.

A câmara de combustão foi dividida em três regiões básicas:

− Frente de chama - região onde a reação de queima de fato ocorre;

− Mistura não queimada ou mistura fresca – região a montante da frente de chama,

onde a temperatura se eleva isentropicamente devido à transferência de calor;

19

− Mistura queimada ou gases de combustão – Região onde se situam os produtos da

combustão, que se localiza a jusante da frente de chama.

Durante o processo de combustão, a frente de chama se propaga e consome a

mistura ar-combustível localizada na região de mistura não queimada.

A velocidade da frente de chama foi calculada através de uma correlação

empírica em função da rotação, da viscosidade dinâmica, da constante do gás, da

razão de equivalência da mistura, da temperatura média do gás e da energia interna

(KODAH et al., 2000). Foi utilizada a hipótese da propagação esférica da frente de

chama, sendo a distância percorrida calculada em função da sua velocidade. Dessa

forma, a superfície da frente de chama pode se adequar ao formato da câmara e à

localização da vela, permitindo o cálculo da taxa de propagação da frente de chama. A

energia transferida pela parede do cilindro também foi considerada, através do cálculo

efetuado por uma correlação empírica pela equação de Eichelberg para o coeficiente

de transferência de calor. Os resultados teóricos obtidos ficaram próximos dos

experimentais, seja para o perfil de pressão, de temperatura ou de troca térmica, sendo

as pequenas diferenças atribuídas à imprecisão da informação de avanço de ignição.

CHAN et al. (2001) realizaram um trabalho sobre modelagem dos processos

termodinâmicos que ocorrem na câmara de combustão de um motor operando com

avanços reduzidos na ignição, de forma a aumentar a disponibilidade de gases de

exaustão para aquecimento do catalisador e aumentar a sua eficiência em situações

de partida a frio do motor. Foi utilizada uma abordagem quasi-dimensional de duas

zonas para representar a combustão, isto é, o volume de controle foi dividido em uma

região de mistura queimada e outra de mistura não-queimada. Além disso, a taxa de

queima foi descrita por uma função pré-definida, adaptada para representar a mudança

crítica na distribuição de pressão no cilindro devido ao retardo anormal da centelha.

Também foi utilizada uma correlação empírica para modelar a variação de pressão

durante a exaustão, entre a abertura da válvula de descarga e o ponto morto inferior,

de forma a elevar a capacidade preditiva do modelo. O modelo foi validado em um

motor de 3 cilindros Daihatsu, com a aquisição de 50 curvas de pressão do cilindro

para cada ponto de operação testado, com desvios menores que 4 % para a pressão

máxima, em comparação com os resultados experimentais. Esse trabalho pode

contribuir nos estudos de partida a frio de veículos FLEX do Brasil, um dos principais

desafios da tecnologia (MELO et al. 2009; VICENTINI, 2011).

BARROS (2003) desenvolveu um modelo computacional para predição do

desempenho (potência, torque e consumo específico) para motores de ignição por

centelha. O código computacional foi escrito em linguagem orientada a objeto de forma

20

a facilitar futuras atualizações e também a disponibilizar o uso para a comunidade

automotiva. A modelagem foi feita em etapas com aumento de complexidade em cada

uma delas. Inicialmente foi feito um modelo simples, baseado apenas em equações

algébricas do motor, sendo esse modelo substituído por um modelo termodinâmico

zero-dimensional, para depois ser implantado o modelo quasi-dimensional. Foram

também implantados submodelos unidimensionais de forma a representar as vazões

de ar e de exaustão, incluindo a solução da equação de quantidade de movimento para

o cálculo da velocidade do gás. O programa foi validado com base em resultados

experimentais de um motor Briggs & Straton, a gasolina, modelo 195400. Os

resultados mostraram que o modelo é capaz de predizer o desempenho de um motor

com ignição por centelha, com desvios de até 4% em relação aos resultados

experimentais. O modelo também foi capaz de predizer o ângulo de avanço em que

ocorre a detonação, estimar o efeito de “blow-by” no ciclo e na pressão do cárter, entre

outras características. Esse trabalho permitiu a implantação de um programa de

modelagem do motor que pode ser usado de forma estruturada por outros estudos,

como o feito por DE PAULA (2006).

BAYRAKTAR (2005) estudou o efeito da adição de etanol anidro à gasolina no

desempenho e nas emissões de um motor com ignição por centelha. Foi utilizado um

modelo quasi-dimensional para simular o ciclo do motor, originalmente a gasolina, e

adaptado para utilizar misturas de etanol à gasolina. Foram realizados ensaios

experimentais com vários percentuais em volume (1,5% até 12%) e testes de

simulação com percentuais de até 21%. Os resultados experimentais foram

comparados com os teóricos e o autor conclui que a adição de 7,5% de etanol em

volume apresentou a máxima redução de CO e que foi possível utilizar o modelo quasi-

dimensional proposto para avaliar o efeito da adição de etanol em motores a gasolina.

A limitação desse trabalho para operação nessa tese foi o uso de pequenos

percentuais de etanol.

Dando continuidade ao estudo de BAYRAKTAR (2005), o novo trabalho de

BAYRAKTAR (2007) fez uma investigação teórica do processo de propagação da

chama turbulenta em um motor com ignição por centelha, utilizando diferentes misturas

de etanol anidro à gasolina. Um modelo quasi-dimensional foi previamente

desenvolvido pelo autor para predizer o estado termodinâmico da carga do cilindro

durante o ciclo do motor. A chama foi assumida como sendo do tipo esférica ao redor

da vela de ignição. Cálculos foram feitos para uma câmara de combustão em formato

de disco, com razão de compressão de 9,2:1 e rotação de 5800 rpm. O modelo utilizou

o iso-octano para representar a gasolina e permitiu a predição em função do ângulo do

eixo do virabrequim para propriedades geométricas da chama (raio, área de frente e

21

volume), para características de combustão (fração de massa queimada e duração de

combustão) e também para a pressão e temperatura do cilindro. Foram estudadas 3

posições do ângulo do eixo do virabrequim (-10º, ponto morto superior e +10º), sendo

o modelo validado com base em dados publicados na literatura. Foram feitos cálculos

de simulação do etanol nos percentuais de 2%, 4%, 6%, 8%, 12%, 25% e 75%, sendo

verificado que a adição de etanol até o percentual de 25% acelera o processo de

propagação de chama. As limitações do trabalho foram o uso de iso-octano para

representar a gasolina e a validação do modelo com dados de literatura. Um ponto

positivo do trabalho foi a verificação de que o percentual de até 25% de etanol anidro

acelera o processo de propagação de chama.

DE PAULA (2006) utilizou o programa de linguagem orientada a objetos

desenvolvido por BARROS (2003) para a modelagem quasi-dimensional de um motor

FIAT FIRE 1,4 L a gasolina. A validação do modelo utilizou dados experimentais do

motor testado em dinamômetro de bancada. O pistão do motor foi trocado a fim de

permitir testes de diferentes razões de compressão. A curva de pressão foi calculada

com base em um modelo tri-dimensional da câmara de combustão e a propagação da

frente de chama foi calculada pela velocidade de queima turbulenta da mistura não

queimada, conforme trabalho de BARROS (2003). O modelo desenvolvido permitiu o

cálculo de parâmetros de desempenho do motor e também o estudo dos efeitos do

escoamento e da evolução da combustão no interior do cilindro ao longo de um ciclo.

Os resultados do trabalho podem servir de referência para otimização de projetos de

motores a combustão, principalmente em questões relacionadas ao formato da câmara

de combustão para diferentes tipos de combustíveis e misturas utilizadas.

BOUGRINE et al. (2009) estudaram a modelagem e a simulação da combustão

de diferentes misturas de etanol e gasolina em um motor com ignição por centelha,

sendo usado um modelo zero-dimensional para a simulação da chama e para os

cálculos de calor liberado, de detonação e de emissões de poluentes. Os autores

informam que, na época do trabalho, ainda eram necessários estudos adicionais para

se aprofundar os conhecimentos dos impactos da adição do etanol à gasolina. É

proposto o uso de uma nova correlação para a velocidade de chama laminar, um

conjunto modificado de reações químicas na frente de chama e uma nova correlação

para o cálculo de detonação. O modelo foi validado com dados experimentais obtidos

em várias condições de operação do motor, considerando 4 percentuais de etanol,

variando de 0-30%. Variações no ângulo de avanço de ignição e na razão ar-

combustível também foram feitas.

22

Para o estudo foi usado o Modelo Coerente de Chama (CFM), que é um modelo

de combustão de duas zonas dedicado a aplicações de combustão pré-misturadas ou

parcialmente pré-misturadas (BOUGRINE et al., 2009). O modelo descreve a superfície

da chama turbulenta para estimar a taxa de queima de combustível. O modelo

considera a mistura de até 15 espécies (combustível, O2, H2, H2O, CO, CO2, N2, NO,

NO2, HC, NH3, fuligem, O, H, OH) como gases perfeitos. Cada uma das zonas (nova

carga e gases queimados) é descrita pela massa, volume, composição e temperatura.

Os resultados da simulação foram considerados satisfatórios para a pressão do

cilindro, avanço de ignição e para a pressão média efetiva (IMEP). Com relação às

emissões, houve pequenas diferenças entre os valores da simulação e os resultados

do experimento, mas o modelo se mostrou capaz de mostrar as tendências de

formação de CO e NOX para diferentes misturas de etanol. A principal limitação desse

trabalho para a aplicação nessa tese é o uso de um pequeno percentual de etanol

(30%).

Na literatura são encontrados outros trabalhos com modelagem quasi-

dimensional para estudos de emissões (LAVOIE et al., 1970; HEYWOOD, 1976;

HEYWOOD et al., 1979; LAVOIE et al., 1980; DODGE et al., 1998; BALL et al., 1999;

RAINE et al., 2002; PERINI et al., 2010; GRILL et al., 2010), análise da combustão

(HIRES et al., 1979; CATON, 2000b; CATON, 2001; LOPER et al., 2004; GARNIER et

al., 2005; GRILL et al., 2006) e para estudos de velocidade de propagação de frente de

chama (BAYRAKTAR et al.; 2003; AMBROSIO et al., 2005; LINDSTROM et al., 2005;

BAYRAKTAR, 2005).

Um dos programas de simulação computacional para motores de combustão

interna disponíveis comercialmente é o software BOOST da empresa AVL. Esse é um

programa de simulação unidimensional, pois permite a simulação dos processos de

admissão e de descarga de gases do motor considerando a configuração geométrica

de uma dimensão. Com relação à modelagem da combustão, podem ser usados

modelos termodinâmicos zero-dimensionais e quasi-dimensionais que possibilitam

também a simulação da emissão de gases queimados. Apesar de ser um software

usado internacionalmente, ainda precisa ser estudado quanto à sua capacidade de

simulação no uso de diferentes tipos de combustíveis, entre eles, a gasolina e suas

misturas com etanol hidratado (AVL, 2011).

Existem artigos publicados de modelagem quasi-dimensional com o uso do

programa AVL BOOST, por exemplo, CORDITZ et al. (2011) estudaram a modelagem

de filtros de particulados e SODRÉ et al. (2011) simularam o desempenho e as

23

emissões de um motor do ciclo diesel operando com hidrogênio. Existe uma subdivisão

dos modelos quasi-dimensionais, em que a câmara de combustão é dividida em mais

de duas zonas. Esses modelos são chamados de multizona e tem encontrado

aplicação crescente.

VERHELST et al. (2009) realizaram uma revisão bibliográfica sobre o uso de

modelos termodinâmicos do tipo multizona de combustão para aplicações em motores

com ignição por centelha. Os autores usam o termo modelo multizona de combustão,

para incluir modelos do tipo quasi-dimensional com mais divisões de zonas da câmara

de combustão (três, quatro, etc.). Essas zonas são acopladas a um submodelo de taxa

de queima do combustível para cálculo da curva de pressão no cilindro. A aplicação do

modelo multizona com mais de três divisões pode ser utilizada para modelagem de

taxa de combustível queimado e para auxílio no projeto de novos motores, por

exemplo. Os autores indicam, que mesmo atualmente, as equações mais usadas para

cálculo do coeficiente de transferência de calor são as de Woschni e de Annand.

Diferentes modelos de propagação de chama tem sido propostos na literatura, sendo o

desenvolvimento da velocidade de queima turbulenta um dos fatores críticos, bem

como a descrição da frente de chama.

SCHMID et al. (2009) desenvolveram um modelo quasi-dimensional para

motores de ignição por centelha por carga estratificada. Segundo os autores, para

motores de ignição por centelha convencionais, o uso de equações de fluxo

unidimensionais e do modelo de combustão de duas zonas são ferramentas

adequadas para uma simulação computacional com tempo de processamento

adequado. Para a simulação de motores com carga estratificada, foi proposta uma

nova abordagem de modelo quasi-dimensional com o uso de quatro zonas de

combustão. Essas zonas são divididas em regiões com excesso de combustível (rica),

estequiométrica, muito ar (pobre) e uma região com um pouco de ar remanescente (ar

residual). Essas zonas são conectadas por vazões de massa calculadas por um

modelo de misturas, que considera a geometria atual das zonas. Para modelagem da

combustão, uma nova abordagem foi desenvolvida no cálculo da propagação da

chama para levar em conta as características do processo de combustão estratificado.

O modelo de combustão desenvolvido foi integrado ao software de simulação GT-

Power e os resultados da simulação foram validados experimentalmente, sendo

obtidas correlações satisfatórias para a curva de pressão do cilindro. Esse trabalho

confirma a tendência do aumento do número de zonas do modelo quasi-dimensional

para os estudos da combustão.

24

PARROTIS et al. 2012 fizeram um estudo de comparação do tempo de

simulação e dos resultados obtidos para três modelos de simulação de complexidades

diferentes aplicados a motores de combustão interna. As simulações consideraram a

parte do ciclo de combustão em que as válvulas de admissão e de escapamento estão

fechadas e foram utilizadas rotações de 1200 a 3000 rpm. O primeiro modelo avaliado

foi um modelo zero-dimensional (combustão com uma zona), o segundo modelo foi

quasi–dimensional e o terceiro foi um modelo multidimensional com o uso de CFD

(Computational Fluid Dynamics). Com base nas simulações realizadas, os autores

concluíram que o modelo zero-dimensional calcula com razoável precisão a curva de

pressão, sendo a sua principal vantagem o baixo tempo computacional de cerca de 1

segundo em comparação a 6 minutos do quasi-dimensional e a 20h do modelo CFD. O

modelo quasi-dimensional fornece informações referentes a distribuições de

temperatura e descreve de forma qualitativa como o desenho da câmara de combustão

afeta o fluxo de gás no cilindro. Para estudos mais detalhados, apesar do elevado

tempo computacional, os autores recomendaram o uso do modelo CFD tridimensional.

Os autores estão estudando a comparação dos modelos quasi-dimensional (2 zonas),

CFD e quasi-dimensional multizona para verificação das vantagens e desvantagens

dos modelos multizona. Esse trabalho confirma que o modelo quasi-dimensional

apresenta tempo computacional adequado e que pode fornecer resultados de

desempenho adequados.

Entre outros trabalhos que utilizam o modelo multizona podem ser citados:

RAKAPOULOS et al. (2008), que estudaram a simulação de um motor com ignição por

centelha com o uso de gás sintético; RAKAPOULOS et al. (2009) aplicaram o modelo

multizona na predição do desempenho e das emissões de NOx de um motor com

ignição por centelha com misturas de biogás e hidrogênio; HVEZDA et al. (2011), que

pesquisaram sobre o processo de troca de calor em motores com ignição por centelha;

POETSCH et al. (2011), que usaram o modelo multizona para a análise e predição da

combustão das emissões de um motor diesel.

2.2.4. Modelos Unidimensionais e Multidimensionais

Os modelos unidimensionais (1D) e multidimensionais apresentam uma

complexidade de cálculos muito maior em comparação aos modelos termodinâmicos.

Esses modelos também necessitam de um tempo significativamente maior para

processamento e resolução das equações envolvidas no processo de modelagem.

DAI et al. (2003) estudaram um modelo multidimensional para simular os efeitos

da adição do etanol anidro à gasolina e posterior uso em motores do tipo FLEX. A

25

modelagem da combustão do etanol foi feita com base no programa da FORD,

chamado GESIM (General Engine Simulation Program). A modelagem foi validada com

base nos dados experimentais obtidos em um motor de 3.0 litros e 6 cilindros. Os

resultados mostraram que o programa é capaz de predizer tendências para diversas

variáveis do motor, tais como taxa de queima, consumo de combustível, temperatura

na exaustão e diversas emissões para misturas entre 22% a 85% de etanol anidro.

EMERY et al. (2003) desenvolveram uma nova metodologia para se reduzir

modelos tridimensionais em unidimensionais com aplicação no estudo da combustão

de motores a gasolina do tipo injeção direta. A redução do modelo para unidimensional

foi feita com a utilização de informações da geometria da câmara, processadas em um

código KIVA-GSM e com uma versão modificada do KIVA-II, incluindo um novo modelo

de combustão. O modelo resultante é um conjunto de equações do tipo unidimensional

que levam em consideração uma fina frente de chama. Os resultados foram

comparados ao modelo tridimensional e foram considerados aceitáveis, com a

vantagem de serem obtidos com um tempo computacional bem inferior.

SOYLU et al. (2003) descreveram um novo submodelo de auto-ignição para

códigos de modelagem de motores a gás natural. Este submodelo não necessita de

muitos recursos computacionais, sendo facilmente migrado para outros ambientes. O

modelo considera a variação da composição do gás natural devido à adição de

propano. Os resultados computacionais mostram que o ângulo do eixo do virabrequim,

no qual a detonação ocorre, pode ser previsto dentro de uma faixa de 2 graus, quando

o submodelo é acoplado ao modelo de motor desenvolvido no trabalho em questão. Os

resultados do submodelo, após acoplamento a um modelo multidimensional (KIVA-3),

foram também promissores. O programa KIVA é um código computacional para análise

de dinâmica dos fluidos, sendo capaz de prever a detonação do motor e fornecer

indicações corretas a respeito da intensidade da detonação.

BOHBOT et al. (2004) desenvolveram uma modelagem para investigação de

parâmetros de operação de um motor a injeção direta de gasolina com turbo-

compressor, em condições transientes. Foi utilizada uma aproximação numérica

baseada no acoplamento entre o programa IFP-ENGINE, ferramenta de simulação

unidimensional no ambiente AMESIM e o IFP-3CD, um código tridimensional, ambos

desenvolvidos pelo Instituto Francês do Petróleo (IFP). O código IFP-3CD é

empregado para substituir os mapas de combustão do motor obtidos

experimentalmente. Os mapas simulados são então utilizados no IFP-ENGINE no

formato da equação de Wiebe. As discrepâncias dos resultados do modelo em

comparação aos experimentos para pressões, temperaturas e potências foram

26

menores do que 4 %, mostrando a validade da proposta. Também como vantagem

para o usuário está a possibilidade de se obter dados precisos sobre a combustão,

mesmo sobre condições de operação não testadas em banco de prova.

Em mais um trabalho do IFP, ALBRECHT et al. (2005) estudaram a simulação

unidimensional para otimização da estratégia de controle de motor com validação

experimental em um motor com ignição por centelha 2.0 litros, de injeção direta. Foram

utilizadas a plataforma do AMESIM e as bibliotecas do IFP-ENGINE. Os resultados

experimentais foram feitos em condições estacionárias e transientes para várias

condições de carga e de rotação do motor. Os resultados mostraram ótima correlação

entre os valores do modelo e do experimento para ambas as condições (estacionária e

transiente). O modelo apresentado demonstra que o código 1D (unidimensional)

representa uma eficiente ferramenta para o desenvolvimento de ajustes de controle de

motores.

Existem outras aplicações de modelos unidimensionais e multidimensionais,

seja para estudo da propagação da frente de chama e estudo da combustão

(CARPENTER et al., 1985, YASAR, 2001, SONG et al., 2001, PETERS et al., 2001),

para estudo de emissões (GOLUB et al., 1999; D’ERRICO et al., 2005; RAKAPOULOS

et al., 2010a; RAKOPOULOS et al., 2010b ; VIGGIANO et al., 2012), para otimização

da performance do motor (ZHANG et al., 1997; ZHANG et al., 1998; LIU et al., 1998;

KLEEMAN et al. , 2003; LEFEBRE et al., 2005, RAKAPOULOS et al., 2009), estudo de

projetos de velas de ignição com o software AVL-FIRE (ORLANDINI et al., 2009);

estudo do desempenho de motocicleta com o uso do programa BOOST (TRÁVEZ,

2010); para estudo de misturas não uniformes em motores HCCI (KOZARAC et al.,

2010); auxilio no projeto de um motor diesel, usando o programa BOOST acoplado a

um software 3D (RAMANATHAN et al., 2011); uso do software GT-Power para

modelagem de turbo-gerador com ignição por centelha (THOMPSON et al., 2011).

2.2.5. Modelos de Rede Neural

YUCESU et al. (2006, 2007) realizaram uma extensa pesquisa experimental e

de modelagem sobre misturas de etanol (E10, E20, E40 e E60), bem como seus

efeitos no desempenho e nas emissões de um motor monocilíndrico. O motor foi

testado em plena carga, sendo ajustado o avanço para máximo torque (MBT), além de

ter sido variada a razão de compressão e a razão ar-combustível. Os dados

experimentais foram utilizados para a elaboração de um modelo de rede neural com

capacidade de determinar o torque e o consumo específico de combustível para

diferentes teores de etanol, com base em valores de avanço de ignição, razão ar-

27

combustível e razão de compressão, considerando a rotação constante em 2000 rpm e

a válvula borboleta em máxima abertura (WOT). Foram obtidos elevados coeficientes

de determinação (R2) para o torque e consumo específico, respectivamente de

0,999996 e 0,999991.

NAJAFI et al. (2009) estudaram, através de uma rede neural artificial, o

desempenho e a formação de poluentes em um motor com ignição por centelha

operando com misturas de 5%, 10%, 15% e 20% de etanol. Os testes experimentais

foram feitos a plena carga (máxima abertura de borboleta) e em diferentes rotações do

motor. Os resultados revelaram que a adição de etanol à gasolina aumentou muito

pouco a potência e o torque do motor. Entretanto, com o aumento do percentual de

etanol foi verificada uma redução no consumo específico e um aumento da eficiência

térmica e volumétrica. As concentrações de CO e HC se reduziram com o acréscimo

de etanol, enquanto que as concentrações de CO2 e NOX aumentaram. Um modelo de

rede neural foi desenvolvido para predizer a correlação entre a potência, torque,

consumo específico de combustível, eficiência térmica, eficiência volumétrica e

emissões de poluentes usando como dados de entrada as diferentes misturas de

etanol na gasolina e a rotação do motor. O modelo de rede neural pôde predizer o

desempenho e as emissões do motor com coeficiente de determinação (R²) na faixa de

0,97 a 1 e erros médios relativos na faixa de 0,46% a 5,57%.

2.3. Trabalhos Experimentais com Gasolina e Mistur as com Etanol

2.3.1. Aspectos Gerais

A adição de biocombustíveis à gasolina tem ganhado destaque nos últimos

anos no cenário internacional devido principalmente ao potencial de redução das

emissões de gases de efeito estufa, bem como pelo fato de ser um combustível

renovável. O uso do etanol como combustível automotivo teve início no século XIX

(KOÇ et al., 2009.). Entre os diversos tipos de álcool existentes, o etanol é considerado

o mais eficiente no ciclo de vida de produção renovável, pois pode ser produzido a

partir da cana de açúcar, do milho, da beterraba e de restos de madeira, bem como

possui características químicas que facilitam o seu uso no motor. Entre as

características químicas do etanol, destacam-se o elevado calor de evaporação, a

elevada octanagem e a elevada temperatura de flamabilidade que exercem efeitos

positivos no seu uso no motor (KOÇ et al., 2009). As desvantagens no uso do etanol

estão no seu menor poder calorífico, que provoca um aumento do consumo específico

em comparação com a gasolina. Devido ao menor valor de pressão de vapor (PVR) do

28

etanol, também é considerado crítico o seu desempenho na partida a frio com elevada

emissão de poluentes do tipo etanol não queimado e aldeídos (MELO et al., 2009;

SALES et al., 2012a; SALES et al., 2012b).

No cenário brasileiro, o etanol tem sido usado de forma mais consistente desde

a criação do Proálcool no fim da década de 1970. O uso do etanol foi crescente até o

início da década de 1990 quando houve um problema de abastecimento de etanol no

mercado, levando a uma desconfiança dos consumidores no combustível que

preferiram adquirir novamente veículos a gasolina. O uso do etanol foi novamente

impulsionado pelo advento da tecnologia FLEX que permite ao motor trabalhar com

diferentes percentuais de mistura de etanol e gasolina. Essa tecnologia foi inicialmente

desenvolvida nos Estados Unidos e na Europa, sendo que a mistura adotada nesses

países é de no máximo 85% de etanol (E85), de forma a evitar problemas de emissões

e de dirigibilidade durante a partida a frio. No Brasil, os veículos FLEX foram lançados

em 2003 pela VW sendo a tecnologia rapidamente difundida para todas as

montadoras. Em 2009, o percentual de produção de veículos do tipo FLEX foi maior do

que 85% do total de novos veículos leves produzidos no país (MELO et al., 2009) se

mantendo acima de 80% nos anos de 2010 e 2011 (MELO et al., 2010; VICENTINI et

al., 2011). No caso brasileiro, o veículo FLEX possui um módulo de injeção eletrônica

que é capaz de gerenciar o funcionamento do veículo para até 100% de gasool

(gasolina com etanol anidro misturado entre 18 e 25%), até 100% de etanol hidratado e

para qualquer valor de mistura desses combustíveis (BUCCI et al., 2003; MARSON et

al., 2003; VICENTINI et al., 2005; MELO et al., 2009).

Alguns veículos nacionais mais recentes, do tipo TETRAFUEL, podem usar

gasolina tipo A (E0), gasolina com etanol anidro (E22), etanol hidratado e GNV,

possuem uma única central eletrônica. Eles funcionam com mistura estequiométrica

(lambda igual a 1), à exceção de algumas condições de aceleração, desaceleração e

de alta carga (DAMASCENO et al., 2005; MELO et al., 2009). Isso ocorre devido à

necessidade dos catalisadores automotivos trabalharem com mistura estequiométrica

para manter a sua eficiência máxima para atender aos requisitos de emissões

estabelecidos pelo PROCONVE (Programa de Controle da Poluição do Ar por Veículos

Automotores) (BOSCH, 2004; MELO et al., 2006; MELO et al., 2009; VICENTINI et al.,

2011).

29

2.3.2. Trabalhos Experimentais

A maioria dos artigos publicados na literatura internacional reporta experimentos

sobre a adição do etanol anidro à gasolina, sendo poucos os trabalhos que indicam o

uso de etanol hidratado. Entre os trabalhos nacionais existem trabalhos que reportam

resultados experimentais com o etanol hidratado.

HSIEH et al. (2002) investigaram o efeito da adição de etanol anidro nos

percentuais de 0%, 5%, 10%, 20% e 30% em um motor comercial. Foram verificadas

alterações das propriedades da gasolina, tais como aumento da pressão de vapor até

o percentual de 10% de etanol e o decréscimo de pressão para misturas acima desse

valor. Com o aumento do percentual de etanol, houve redução significativa de CO e

HC e aumento de CO2, devido à melhor combustão do motor. O artigo conclui que as

emissões de NOX dependem mais do regime de operação do motor do que do efeito

da mistura de etanol.

HE et al. (2003) se basearam no experimento de HSIEH et al. (2002) e também

verificaram redução de HC e CO nos percentuais de 10% e 30% de etanol, porém

verificaram aumento de emissões de etanol não queimado e acetaldeído. O artigo

menciona que a eficiência do catalisador não é muito elevada para o etanol não

queimado podendo gerar problemas ambientais.

AL-HASAN (2003) utilizou 10 misturas de etanol anidro à gasolina, variando de

0% até 25% com incrementos de 2,5%, a fim de investigar o efeito do etanol no

desempenho, no consumo e nas emissões de um motor Toyota, 4 cilindros, 1,4 L, com

razão de compressão de 9:1 e potência de 52 kW em 5600 rpm. Os experimentos

foram feitos em um dinamômetro hidráulico e o analisador de gases utilizado foi o

modelo MGA 1200 da SUN, que utiliza um detector de infravermelho para medir CO,

CO2 e THC. A razão ar-combustível foi ajustada para maximizar a potência e os

ensaios foram feitos em 1000, 2000, 3000 e 4000 rpm, na posição de ¾ de abertura de

borboleta. Para cada ponto de operação foram feitas 3 medições para se calcular a

média dos dados experimentais. Os resultados mostraram que a adição de etanol à

gasolina aumentou a potência, o torque e a eficiência volumétrica e térmica, além de

ter aumentado o consumo específico de combustível. Com relação às emissões, as

concentrações de CO e HC foram reduzidas, enquanto a concentração de CO2

aumentou. A principal limitação dos trabalhos de HSIEH et al. (2002), HE et al. (2003)

e AL-HASAN (2003), para uso nessa tese, é o baixo valor de adição de etanol (25% a

30%). Entretanto, a constatação nesses trabalhos de tendência de redução de CO e

HC e aumento de CO2 com a adição de etanol é útil para essa tese.

30

BUCCI et al. (2003) estudaram uma metodologia de programação para a central

eletrônica do veículo, de forma a eliminar a necessidade de um sensor físico para a

medição do percentual de etanol hidratado contido no tanque do veículo FLEX. Esse

sensor tinha como principal finalidade informar à central eletrônica o percentual da

mistura nos instantes de partida a frio, pois devido à baixa temperatura a sonda lambda

ainda não se encontra operacional nesses momentos. Foram feitos diversos ensaios

experimentais em dinamômetro para a medição de consumo e emissões, além de

ensaios de retomada de velocidade. O trabalho conclui que a estratégia adotada pelo

programa foi capaz de predizer com precisão o percentual da mistura, substituindo

assim a necessidade de instalação de sensor físico para instantes de partida a frio do

motor.

MARSON et al. (2003) apresentaram algumas etapas referentes ao

desenvolvimento do veículo GM Corsa 1.8, 8 válvulas, FLEX, no período de 2002 a

2003. Foram realizadas modificações na central eletrônica do veículo (incluindo a

elaboração de um programa para eliminação do sensor de etanol do tanque de

combustível), no sistema de injeção, na razão de compressão, dentre outras. O

trabalho concluiu que o veículo FLEX modificado apresentou uma pequena melhora de

desempenho em comparação ao veículo original a gasolina. Por não necessitar de

componentes adicionais, o preço final do veículo foi mantido igual ao original à

gasolina.

AL-FARAYEDHI et al. (2004) pesquisaram diferentes tipos de combustíveis

oxigenados (MTBE, metanol e etanol anidro) e verificaram a performance de um motor

típico a gasolina. Cada um desses combustíveis foi misturado em três diferentes

percentuais (10,15 e 20%). Nos ensaios, o ângulo de avanço foi maximizado para a

obtenção do torque máximo em cada ponto de operação (MBT), com borboleta em

abertura máxima (WOT) e lambda igual a 1. Os combustíveis oxigenados

apresentaram uma eficiência térmica maior do que a gasolina de referência usada. Os

melhores percentuais foram de 20% para o metanol e 15% para o etanol. Dentre os

biocombustíveis, o metanol foi o que apresentou melhor desempenho.

AMORIM et al. (2005a; 2005b; 2005c) realizaram diversos estudos

experimentais em um motor FIAT, do tipo FLEX, modelo FIRE (Fully Integrated

Robotized Engine), equipado com um kit GNV (Gás Natural Veicular) de 5a geração e

com uma central programável da injeção eletrônica. AMORIM et al. (2005a) avaliaram

o desempenho do motor em carga máxima, respeitando-se o valor de lambda

informado pelo fabricante, para gasolina, etanol e GNV. As calibrações (mapas do

motor) foram feitas para cada um dos combustíveis. Dentre os resultados foram

31

obtidas diversas curvas otimizadas com a melhor relação entre torque, potência e

consumo específico de cada um dos combustíveis.

AMORIM et al. (2005c) realizaram experimentos com gasolina E25 (25% de

etanol anidro), etanol hidratado (com 6% de água), mistura de 50% gasolina E25 e

50% de etanol hidratado e GNV. O objetivo do trabalho era mostrar as diferenças de

desempenho entre os combustíveis, considerando uma razão de compressão fixa de

11:1. O melhor resultado de potência foi obtido com o etanol hidratado, que também

apresentou o pior resultado de consumo. O GNV apresentou o melhor resultado de

consumo específico entre os combustíveis testados.

BAÊTA (2006) desenvolveu uma metodologia experimental para maximizar o

desempenho de um motor multicombustível (etanol hidratado, gasolina e GNV) turbo-

alimentado, sem prejudicar a eficiência global do motor. Um turbo-alimentador, uma

central eletrônica programável e um kit de conversão para GNV de 5a geração (MELO

et al., 2006b) foram instalados no motor, que foi calibrado para cada combustível,

controlando-se a pressão de turbo-alimentação. Foram feitas medições de pressão no

cilindro para análise dos parâmetros da combustão e de outras variáveis de

desempenho do motor (potência, consumo, etc.). O trabalho conclui que a aplicação da

turbo-alimentação mostrou-se efetiva em permitir que se tire proveito das diferenças de

propriedades entre os três combustíveis testados (etanol, gasolina e GNV). Foram

obtidos desempenhos superiores com os combustíveis testados, sem variar a razão de

compressão e sem prejuízo à eficiência global. A principal contribuição dos trabalhos

de AMORIM et al. (2005a, 2005b, 2005c) e de BAÊTA (2006) para uso nessa tese foi a

explicação dos procedimentos de mapeamento do motor para condição de máximo

torque. A principal limitação dos trabalhos foi a ausência dos resultados de emissões.

TOPGÜL et al. (2006) fizeram experimentos em um motor monocilíndrico,

variando a razão de compressão (8:1, 9:1, 10:1) e o avanço de ignição em rotação

constante de 2000 rpm e borboleta plenamente aberta (WOT). Foram utilizadas

misturas de etanol anidro com gasolina (E10, E20, E40 e E60) e os resultados

mostraram que houve queda na emissão de HC e CO, bem como a possibilidade de

aumento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação no motor. Esse

trabalho confirma a tendência de redução de CO e HC para teores mais elevados de

etanol (até 60%), fato observado anteriormente por HSIEH et al. (2002), HE et al.

(2003) e AL-HASAN (2003) de até 30%. Também é importante a constatação de

possibilidade de aumento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação

devido a maior octanagem do etanol.

32

VARDE et al. (2007) estudaram o efeito de misturas de etanol anidro à gasolina

(E10, E22 e E85) nas emissões e nas taxas de liberação de energia em um motor com

ignição por centelha. Foram feitos ensaios em duas rotações (2100 e 1500 rpm) e em 4

condições de carga (BMEP 1,2,3 e 4 bar). Segundo os autores diversos estudos já

foram feitos sobre a variação de consumo de combustível com a adição de etanol na

gasolina e que não há ainda consenso de resultados. Há uma grande diferença quando

a adição do etanol na gasolina ocorre em um motor não calibrado para a nova mistura,

ou em um motor com capacidade de auto-calibração para o etanol. Nos testes feitos

por VARDE et al. (2007) a adição de etanol aumentou a eficiência térmica do motor

apenas para a mistura E85. Na condição estequiométrica (λ=1) as misturas de etanol

reduziram de maneira pouco significativa as emissões de CO. Com relação ao NOX,

não houve diferença significativa para os percentuais de 10 e 22%, porém houve

redução significativa da emissão com o uso de E85, sendo explicado pelo fato do

elevado calor de vaporização do E85 resultar em uma temperatura mais baixa na

admissão. Também com o E85, a temperatura de chama adiabática foi menor,

resultando numa menor temperatura na câmara de combustão, o que contribuiu para a

redução do NOX. Com relação ao HC, não houve variação significativa nos percentuais

de E10 e E22, porém, com o E85 houve uma redução significativa. A mistura E85

necessitou de muito tempo para desenvolver e estabilizar a chama na câmara de

combustão, em comparação com a gasolina, em especial para pequenas cargas. Um

ponto importante do trabalho de VARDE et al. (2007) para essa tese foi a constatação

de diferenças de resultados de emissões com adição de etanol caso o motor seja

calibrado ou não, para a nova mistura de combustível. Outro fator relevante foi que os

autores não observaram diferenças significativas de CO e NOx com a adição de até

22% de etanol.

CELIK (2008) avaliou o desempenho de uma mistura com 50% de etanol (E50)

em um motor com ignição por centelha com razão de compressão modificada de 6:1

para 10:1. Foi verificada uma redução significativa nas emissões de CO, CO2, NOX e

HC quando do uso de E50, além de uma redução de 3% no consumo específico.

MITTAL et al. (2008) estudaram o desempenho de misturas de etanol anidro em

um motor monocilíndrico equipado com dois sistemas de injeção de combustível,

sendo: um sistema de injeção convencional (PFI) e um outro de injeção direta (DI). Os

ensaios experimentais foram feitos com E85 (85% de etanol e 15% de gasolina), com

gasolina pura e com percentuais de 100, 70, 50 e 30% de E85 misturados à gasolina.

Foram utilizadas duas rotações de motor e duas condições de borboleta (WOT -

máxima abertura e carga parcial). A configuração do sistema de injeção possibilitava o

33

uso de qualquer combustível (gasolina, E85 e misturas de E85) de forma independente

em cada um dos dois sistemas de injeção (PFI e DI) do motor. Os resultados

mostraram que, com a gasolina sendo injetada pelo sistema DI (injeção direta) e

misturas de E85 pelo sistema PFI (injeção convencional – Port Fuel Injection), a

pressão média efetiva (IMEP) aumentou com maiores percentuais da adição do E85

devido à redução da temperatura na admissão (permite aumento da massa de ar) e

devido à combustão mais rápida do etanol. Porém, quando a gasolina foi injetada pelo

sistema PFI e as misturas de E85 pelo sistema DI não houve variação significativa de

IMEP com o aumento da adição de E85. O trabalho também comparou dois modelos

de cálculo de fração de massa queimada, sendo um pelo método de pressão do

cilindro e outro pelo método de Rassweiller & Withrow (BALL et al., 1999) com um

modelo linear politrópico.

YOUSUFUDDIN et al. (2008) pesquisaram em um motor monocilíndrico de

razão de compressão variável, o efeito do avanço de ignição, razão de equivalência e

razão de compressão no desempenho e nas emissões de poluentes com o uso de

diferentes misturas de etanol anidro à gasolina (E0, E10, E25, E35 e E65). Foi utilizada

uma rotação constante de 1500 rpm e abertura máxima de borboleta (WOT), sendo a

alimentação de combustível do motor feita por um carburador. Foram utilizadas as

razões de compressão de 9:1 e de 11:1 no estudo. A razão ar-combustível foi ajustada

para permitir a máxima potência para gasolina. Os resultados mostraram que o menor

consumo específico foi obtido com razão de compressão de 11:1 com gasolina pura e

com 0,95 de razão de equivalência. Um maior percentual de etanol permitiu aumento

do torque, em conseqüência do uso de maiores valores de avanço de ignição. As

misturas de E35 e E65 reduziram significativamente as emissões de CO e HC.

KOÇ et al. (2009) estudaram o efeito da adição de etanol anidro nas proporções

de 50% (E50) e 85% (E85) em uma gasolina comum sem chumbo quanto ao

desempenho e emissões de poluentes de um motor monocilíndrico. Foram

pesquisadas duas razões de compressão (10:1 e 11:1) com rotação do motor variando

de 1500 até 5000 rpm, sendo todos os pontos em condição de borboleta totalmente

aberta (WOT). O artigo destaca que o etanol, quando comparado à gasolina, possui

uma temperatura de auto-ignição mais elevada e também uma pressão de vapor

menor, facilitando o transporte e a estocagem segura do produto, além de gerar menor

perda de propriedades por emissão evaporativa. O calor latente de vaporização

também é da ordem de 3 a 5 vezes mais elevado, o que gera uma menor temperatura

na admissão do motor, aumentando a eficiência volumétrica. O artigo também comenta

que, devido ao fato do poder calorífico do etanol ser menor do que o da gasolina,

ocorre um aumento de consumo desse combustível para a geração da mesma

34

potência. Os resultados encontrados por KOÇ et al. (2009) mostraram que a adição do

etanol aumentou o torque, a potência e o consumo de combustível, além de reduzir as

emissões de monóxido de carbono (CO), óxidos de nitrogênio (NOX) e hidrocarbonetos

(HC). Foi verificado também que as misturas de etanol à gasolina permitiram o

incremento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação. A principal

aplicação dos trabalhos de KOÇ et al. (2009) e YOUSUFUDDIN et al. (2008) para essa

tese é o fato de terem usado teores elevados de etanol (até 85%) com verificação

experimental do aumento do torque, potência e consumo e redução de CO e HC, nos

dois trabalhos, e também do NOx, no caso do trabalho de KOÇ et al. (2009). A

principal limitação dos trabalhos foi o uso de apenas uma condição de carga (borboleta

em máxima abertura).

Existem diversos outros trabalhos experimentais sobre o uso do etanol anidro.

YÜKSEL et al. (2004) estudaram a aplicação do etanol em motores carburados. CEVIZ

et al. (2005) estudaram a influência da adição do etanol na redução da variabilidade

das curvas de pressão e nas emissões, sendo o percentual de 10% o de melhor

performance. YOON et al. (2009) também estudaram o efeito do etanol (E85 e E100)

na melhora da variabilidade da combustão do motor e concluíram que o etanol

apresenta menores variações de curva de pressão e de IMEP em relação à gasolina.

Com base nos dados experimentais usados no exame de qualificação dessa

tese foi publicado um artigo por MELO et al. (2010). O artigo apresenta dados

experimentais utilizando gasolina, misturas de 50 e 80% de etanol hidratado à gasolina

e etanol hidratado 100% em um motor TETRAFUEL FIAT 1,4 L com central eletrônica

programável. Foram feitos ensaios em banco de provas para diferentes condições de

operação do motor (lambda=1 e lambda=0,9). A medição da pressão no cilindro do

motor foi feita por um sistema AVL Indimodul e a medição das emissões do motor foi

realizada por um sistema da empresa HORIBA do tipo “on-board”, modelo OBS2200 e

capaz de medir CO2, NOX, CO e THC (hidrocarbonetos totais), sendo os

hidrocarbonetos medidos por um analisador do tipo ionização de chama (FID). Os

resultados mostraram que a rotação de 3875 rpm foi crítica para detonação quando do

uso da gasolina. Os resultados de emissões de CO e THC apresentaram tendência de

queda, com exceção do THC para o uso de etanol 100% e para lambda 0,9. Foi

verificado que o analisador do tipo ionização de chamas para THC sofre interferência

dos oxigenados presentes nos gases de exaustão (aldeídos e etanol não queimado). O

trabalho recomendou um estudo mais aprofundado das emissões de THC quando do

uso de elevados percentuais de etanol incluindo o uso de outra técnica de medição.

35

Em 2010, SANDSTROEM-DAHAL et al. (2010) investigaram as emissões de um

veiculo FLEX usando E85 (85% de etanol anidro e 15% de gasolina) em ensaios de

dinamômetro de chassi condicionado para diferentes temperaturas ambiente (+22°C e -

7°C). Segundo o artigo para uma medição correta dos hidrocarbonetos totais (THC)

com utilização de um analisador do tipo ionização de chama (FID), é necessário se

calcular fatores de resposta do analisador para diferentes concentrações de etanol não

queimado no escapamento. Dessa forma o artigo recomenda o uso de um analisador

de espectroscopia no infravermelho do tipo FTIR (Fourier Transform Infrared Analyzer)

que é capaz de medir até 23 poluentes em tempo real incluindo os hidrocarbonetos, o

etanol não queimado e os aldeídos. Foi usado o sistema de emissões FTIR AVL

SESAM e foram obtidas boas correlações de aldeídos do equipamento, com o método

HPLC (Cromatografia Líquida de Alta Eficiência). O método de cromatografia usa

impingers (frascos) contendo solução líquida com mistura de acetonitrila e DNPH (2,4 –

dinitro-fenil-hidrazina) (ABNT, 2009).

WALLNER et al. (2010) estudaram o efeito do uso de combustíveis oxigenados

nas emissões de gases medidos com um equipamento FTIR AVL SESAM. Gasolina,

etanol, anidro e butanol foram testados em um motor de injeção direta, sendo as

emissões medidas antes do catalisador em um banco de provas de motor. Foi

encontrada uma boa correlação entre o sistema FTIR e um analisador de gases

convencional para CO, CO2 e NOX. O artigo mostra que as medições de

hidrocarbonetos totais com analisador convencional (FID) sofreram interferência dos

oxigenados presentes na exaustão e recomenda o uso do FTIR para uma medição

com melhor precisão dos hidrocarbonetos. O trabalho avaliou além dos

hidrocarbonetos, as emissões de etanol não queimado e de aldeídos e concluiu que a

emissão da soma desses poluentes aumenta quando da adição de etanol ou butanol à

gasolina. Os trabalhos de WALLNER et al. (2010) e SANDSTROEM-DAHAL et al.

(2010) foram muito importantes para essa tese, pois serviram de base técnica para a

troca da metodologia de medição das emissões de hidrocarbonetos. O analisador do

tipo FID (Detetor de Ionização de Chamas) foi substituído pelo sistema de análise de

emissões do tipo FTIR (Fourier Transform Infrared Analyzer). O método do FTIR utiliza

a técnica de espectroscopia no infra-vermelho permitindo a análise de vários

poluentes, incluindo a separação dos hidrocarbonetos, etanol não queimado e

aldeídos.

COSTA et al. (2010) estudaram a performance e as emissões de um motor

FLEX 1.0 L utilizando etanol hidratado e gasolina E22 (78% de gasolina e 22% de

etanol anidro). Foram investigados a pressão média efetiva de eixo (BMEP), potência

36

de eixo, consumo específico e a eficiência térmica. Foram medidas a concentração das

emissões de CO, CO2, hidrocarbonetos e óxidos de nitrogênio. Os resultados

mostraram que o torque e a pressão média efetiva de eixo foram maiores quando

usando gasolina, nas condições operacionais de menor rotação do motor. Para

rotações elevadas, foram obtidos torque e BMEP mais elevados com o uso do etanol.

O etanol hidratado apresentou maior eficiência térmica e também maior consumo

específico do que a gasolina. Com relação às emissões, o uso do etanol hidratado

reduziu as emissões de CO e de HC, mas aumentou o CO2 e o NOX. Com relação às

emissões de NOX apenas a rotação de 2500 rpm apresentou um decréscimo de

emissões com o uso do etanol hidratado, as demais rotações apresentaram um

aumento significativo de emissões. Segundo os autores, esse aumento pode ser

atribuído ao fato de maior velocidade de chama do etanol junto com o maior valor do

ângulo de avanço de ignição que favorecem um aumento de pico de pressão. Como

conseqüência há um aumento do pico de temperatura na câmara de combustão. O

trabalho de COSTA et al. (2010), apesar de não ter resultados de mistura de etanol

hidratado na gasolina, apresenta análise comparativa do desempenho e das emissões

do uso da gasolina e do etanol hidratado em um motor FLEX que são importantes para

uso nessa tese.

As Tabs. 2.1 e 2.2 apresentam um resumo com os principais artigos

relacionados ao uso de misturas de etanol em motores com ignição por centelha,

incluindo informações do motor, das condições de ensaio, dos resultados e dos pontos

ainda passiveis de investigação.

37

Nec

essi

dade

de

Inve

stig

ação

HC

, eta

nol n

ão q

ueim

ado

e al

deíd

os

com

per

cent

uais

mai

s el

evad

os d

e et

anol

e e

m c

ondi

ção

de c

arga

pa

rcia

l. P

arâm

etro

s da

com

bust

ão.

Em

issã

o de

ald

eído

s e

etan

ol n

ão

quei

mad

o. P

arâm

etro

s de

co

mbu

stão

.

NO

X, H

C, e

tano

l não

que

imad

o e

alde

ídos

. Usa

r m

istu

ra c

om m

aior

te

or d

e et

anol

. Par

âmet

ros

de

com

bust

ão.

Aná

lise

de e

mis

sões

. Uso

de

outr

as

mis

tura

s de

eta

nol.

Em

issõ

es e

out

ros

teor

es d

e et

anol

.

Aná

lise

de e

mis

sões

. Val

idaç

ão

expe

rimen

tal e

m o

utro

s po

ntos

. Uso

de

teor

es m

ais

elev

ados

de

etan

ol.

Prin

cipa

is r

esul

tado

s co

m a

adi

ção

de e

tano

l

Red

ução

de

TH

C, C

O e

NO

X; E

tano

l não

qu

eim

ado

e ac

etal

deíd

o au

men

tam

.

Aum

ento

do

CO

2; r

eduç

ão d

o C

O e

do

HC

. NO

X

depe

nde

mai

s da

con

diçã

o de

ope

raçã

o qu

e do

co

mbu

stív

el.

Red

ução

de

CO

e H

C. A

umen

to d

e C

O2

e de

co

nsum

o es

pecí

fico.

Aum

ento

da

efic

iênc

ia e

nerg

étic

a do

mot

or. A

diçã

o de

eta

nol p

erm

ite o

aum

ento

do

avan

ço.

Dife

renç

as d

e co

nsum

o es

pecí

fico

entr

e os

co

mbu

stív

eis

test

ados

em

funç

ão d

os p

onto

s ut

iliza

dos.

Até

25%

de

etan

ol, a

cele

raçã

o da

pro

paga

ção

de

cham

a, a

umen

to d

e te

mpe

ratu

ra e

de

pres

são.

Con

diçõ

es d

e E

nsai

os

66 k

W; C

ombu

stív

eis

E0,

E10

e

E30

; WO

T; 2

000

e 30

00 r

pm.

1,6

L; R

azão

de

com

pres

são

9,5:

1; E

0, E

5, E

10, E

20 e

E30

; 10

00 a

400

0 rp

m; 0

,20,

40, 6

0, 8

0 e

100%

de

borb

olet

a.

1,45

L; R

azão

de

com

pres

são

9:1;

52

kW

; 10

Com

bust

ívei

s de

E0

a E

25; ¾

de

borb

olet

a; 1

000

a 40

00

rpm

.

2,96

L; R

azão

de

com

pres

são

9.2:

1; 1

32 k

W; E

10, E

15 e

E20

; W

OT

; 100

0 a

3500

rpm

; Aju

ste

de

avan

ço p

or M

BT

.

Mul

ti-fu

el; 1

,24

L, R

azão

de

com

pres

são

11:1

; Com

bust

ívei

s H

0, H

50, H

100

e G

NV

; WO

T;

vária

s ro

taçõ

es

Mod

elo

quas

e-di

men

sion

al c

om

prop

agaç

ão d

e ch

ama

expe

rimen

tal.

5

Com

bust

ívei

s en

tre

E0

e E

12 e

sim

ulaç

ão c

om

E25

, E50

e E

75.

Tab

ela

2. 1

– R

esum

o do

s tr

abal

hos

com

uso

do

etan

ol d

e 20

02 a

200

5 em

mot

ores

com

igni

ção

por

cent

elha

.

Aut

or,A

no

HE

et a

l. 20

02

HS

IEH

et a

l., 2

002

AL-

HA

SA

N, 2

003

AL-

FA

RA

YE

DH

I et

al.,

2004

AM

OR

IM e

t al.,

20

05

BA

YR

AK

TA

R,

2005

38

Nec

essi

dade

de

Inve

stig

ação

Aná

lise

de e

mis

sões

. Uso

de

outr

as m

istu

ras

de e

tano

l.

Out

ras

cond

içõe

s de

ope

raçã

o e

outr

os p

erce

ntua

is d

e et

anol

.

Out

ras

carg

as; e

mis

são

de

alde

ídos

e e

tano

l não

qu

eim

ados

. Par

âmet

ros

de

com

bust

ão.

Uso

do

etan

ol h

idra

tado

; F

orm

ação

de

alde

ídos

e e

tano

l nã

o qu

eim

ado.

Par

âmet

ros

de

com

bust

ão.

Aná

lise

de e

mis

sões

; Uso

de

mod

elo

2 zo

nas.

Em

issõ

es d

e al

deíd

os e

eta

nol

não

quei

mad

o. U

so d

e ou

tras

m

istu

ras

de e

tano

l nas

si

mul

açõe

s.

Em

issõ

es d

e al

deíd

os e

eta

nol

não

quei

mad

o. U

so d

e ou

tras

m

istu

ras

de e

tano

l.

Prin

cipa

is r

esul

tado

s co

m a

adi

ção

de e

tano

l

Con

sum

o es

pecí

fico

mai

s el

evad

o co

m o

eta

nol.

Mai

or e

ficiê

ncia

do

etan

ol. A

nális

e da

com

bust

ão.

Ace

lera

ção

do p

roce

sso

de p

ropa

gaçã

o de

cha

ma,

au

men

to d

e pr

essã

o do

cili

ndro

, efic

iênc

ia

ener

gétic

a, tr

abal

ho in

dica

do e

pot

ênci

a de

saí

da.

Aum

ento

do

torq

ue, d

as ta

xas

de c

ompr

essã

o se

m

ocor

rênc

ia d

e de

tona

ção

e do

con

sum

o es

pecí

fico.

R

eduç

ão d

o C

O e

do

HC

.

Aum

ento

da

tem

pera

tura

, pre

ssão

, con

sum

o es

pecí

fico

e da

raz

ão d

e co

mpr

essã

o se

m

ocor

rênc

ia d

e de

tona

ção.

Red

ução

do

CO

, do

NO

X

e do

HC

.

Aum

ento

da

pres

são

e do

con

sum

o es

ecífi

co c

om

o et

anol

. Det

onaç

ão c

om a

gas

olin

a.

Sim

ulaç

ão d

e C

O a

baix

o do

exp

erim

enta

l. M

odel

o de

det

onaç

ão fu

ncio

na c

om a

just

e ún

ico.

Red

ução

de

CO

e H

C. A

umen

to d

e N

OX p

ara

rota

ções

aci

ma

de 2

500

rpm

. Aum

ento

do

cons

umo

espe

cífic

o.

Con

diçõ

es d

e E

nsai

os

Raz

ões

de c

ompr

essã

o 11

:1, 1

2:5

15:1

; Com

bust

ívei

s E

25, H

100

e G

NV

; 25%

, 43,

5%, 7

1,5%

e 1

00%

de

bor

bole

ta; 1

500

a 65

00 r

pm.

Raz

ão d

e co

mpr

essã

o 9:

2;

Com

bust

ívei

s E

0 a

E25

; 58

00 r

pm

Mon

o-ci

lindr

o; R

azõe

s de

co

mpr

essã

o 8:

1, 9

:1 e

10:

1;

Com

bust

ívei

s E

10, E

20, E

40 e

E60

; W

OT

; 200

0 rp

m

Mon

o-C

ilind

ro; R

azõe

s de

co

mpr

essã

o 10

:1 e

11:

1;

Com

bust

ívei

s E

0, E

50 e

E85

; WO

T;

1500

a 5

000

rpm

1,6

L; F

LEX

; Raz

ão d

e co

mpr

essã

o 11

:1; 7

6 kW

; Com

bust

ívei

s E

22,

H10

0 e

GN

V; 1

500

a 35

00 r

pm;

Tor

ques

50N

m e

75

Nm

.

Mot

or s

ensí

vel à

det

onaç

ão e

m

odel

o 2

zona

s; C

ombu

stív

eis

E0,

E

10, E

20 e

E30

; 350

0 rp

m,

1,0

L; F

LEX

; 8V

; Raz

ão d

e co

mpr

essã

o 12

:1; C

ombu

stív

eis

E

22 e

H10

0; W

OT

; vár

ias

rota

ções

.

Tab

ela

2. 2

– R

esum

o do

s tr

abal

hos

com

uso

do

etan

ol d

e 20

06 a

201

0 em

mot

ores

com

igni

ção

por

cent

elha

.

Aut

or,A

no

BA

ÊT

A, 2

006

BA

YR

AK

TA

R,

2006

TO

PG

ÜL,

200

6

KO

Ç e

t al.,

20

09

ME

LO e

t al.,

20

07

BO

UG

RIN

E,

2009

CO

ST

A e

t al.,

20

10

39

Da revisão bibliográfica e com base nos resumos das Tabs. 2.1 e 2.2, pode ser

verificado que as maiores lacunas identificadas para o motor com ignição por centelha

são a publicação de dados experimentais de desempenho, combustão e emissões com

o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina. Na área de emissões é

importante se investigar a formação de etanol não queimado e dos aldeídos de forma

separada dos hidrocarbonetos. Também é importante a disponibilização de dados

físico-químicos das misturas de gasolina e etanol hidratado e a realização de

simulações computacionais com o uso desses combustíveis.

40

CAPÍTULO 3

METODOLOGIAS

3.1. Metodologia Experimental

3.1.1. Instrumentação do Banco de Provas

Com relação à instrumentação, foram utilizados termopares do tipo K para a

medição das temperaturas do óleo, da água e dos gases de escapamento do motor. O

sistema de automação do banco de provas controlou a temperatura da água do motor

em 90 ± 2 ºC, e a temperatura do óleo foi limitada a 100 ºC.

A temperatura ambiente da sala de testes foi medida com um termoresistor do

tipo PT100 e a pressão barométrica com um sensor Druck, com faixa de medição de

850 mbar a 1200 mbar. A sala de testes possui um exaustor, não tendo um

condicionamento específico de temperatura e umidade para o ar da sala. Para a

medição da pressão do ar de admissão foi usado um sensor marca ASCHCROFT,

modelo K1, com faixa de medição de - 100 a 100 kPa.

A temperatura e a umidade do ar foram medidas próximas ao filtro de ar com

um sensor da marca Homis, modelo GTUT, com faixa de 0 a 100% para a umidade e

de 0 a 60 ºC para a temperatura. Essas variáveis são usadas para a correção da

potência do banco de provas de acordo com a norma ABNT NBR 1585 (ABNT, 1996).

A seguir são descritos de forma detalhada alguns dos principais equipamentos e

instrumentos usados nos experimentos. Uma lista com dados de resolução dos

instrumentos e de incerteza de medição das principais variáveis do trabalho pode ser

encontrada no Apêndice II.

3.1.1.1. Condicionamento e Medição da Vazão do Ar de Admissão

Em trabalhos com o objetivo de se comparar o desempenho do motor com

diferentes combustíveis, é muito importante que seja feito um condicionamento da

massa de ar de admissão do motor com controle de temperatura e umidade, uma vez

que esta variável pode influenciar de forma significativa o desempenho do motor.

Apesar de existirem equações de correção da potência para uma condição de

referência, é importante se reduzir o efeito de variação de temperatura e de umidade

41

na vazão do ar de admissão, através do seu condicionamento. Na Fig. 3.1 é

apresentada uma foto do sistema de condicionamento de ar usado.

Figura 3.1 – Unidade de condicionamento do ar de admissão do motor.

A unidade de condicionamento succiona o ar ambiente através de um filtro,

sendo em seguida resfriado em um trocador de calor ar/água para remoção da

umidade através da condensação da água. Um ventilador radial bombeia o ar seco,

aumentando sua pressão em aproximadamente 1000 Pa, em direção a um aquecedor

elétrico. O ar resfriado previamente é então aquecido até a temperatura desejada. O

vapor de água gerado em uma caldeira elétrica é injetado na corrente de ar até atingir-

se a umidade desejada. Assim, o controle de temperatura é realizado em duas etapas,

através do trocador de calor e do aquecedor elétrico, de forma automática, de acordo

com a condição desejada de operação. Existe um sensor de temperatura do ar que

envia o sinal medido para um módulo que controla a potência do aquecedor elétrico.

De forma semelhante, o controle de umidade é realizado em duas etapas, através do

trocador de calor e da injeção de vapor na corrente de ar. O sensor de umidade relativa

do ar de admissão do motor envia o sinal para um módulo, que controla a potência

elétrica para geração de calor na caldeira em função da diferença entre o valor lido e

valor desejado.

O fator lambda (λ) é a razão entre a razão ar-combustível real (A/C) e a razão

ar-combustível estequiométrica (A/Cest). A medição do fator lambda (λ) foi feita pelo

sistema ETAS modelo LA 4, com o uso de uma sonda lambda adicional de banda larga

42

da BOSCH modelo LSU 4.0. O sistema ETAS permite a entrada de dados de

parâmetros do combustível, tais como, relação carbono-hidrogênio-oxigênio e razão ar-

combustível estequiométrica (A/Cest). Esse equipamento é preciso (1% de resolução) e

usado por vários laboratórios para a medição de lambda e da razão ar-combustível

real, sendo a taxa de medição de lambda de 0,7 a 1,3. A razão ar-combustível real

(A/C) pode ser calculada pela razão entre a vazão mássica de ar (Var) e a vazão

mássica de combustível (Vcomb). Dessa forma, a vazão mássica de ar do motor (Var)

foi calculada com o uso dos valores da razão ar-combustível estequiométrica (A/Cest),

do lambda (λ) medido pelo equipamento ETAS e da vazão mássica de combustível

(Vcomb), medida por equipamento da AVL, conforme mostrados nas Eqs. 3.1 e 3.2

(MACHADO et al., 2011; MELO et al., 2011).

estCACA

λ = (3.1)

estcombar CAλVV ××= (3.2)

Na Fig. 3.2 é mostrada uma foto do equipamento ETAS, modelo LA4, usado

para medir o fator lambda durante os experimentos.

Figura 3.2 – Medidor do fator lambda (λ)- ETAS LA4.

3.1.1.2. Medição de Consumo do Combustível

O sistema de condicionamento e medição do consumo de combustível do motor

do banco de provas utiliza uma unidade de controle de temperatura (AVL 753C) e uma

unidade de medição de vazão de massa (AVL 735S), que funcionam de forma

integrada com o sistema de automação do banco de provas. A unidade de controle de

43

temperatura é instalada entre a unidade de medição da vazão de combustível e o

motor. Sua capacidade de bombeamento deve ser no mínimo 10% acima da

capacidade da bomba original do motor e cerca de três vezes superior ao máximo

consumo do motor.

Para aplicação em ensaios de motores com ignição por centelha, o AVL 753C

opera como um sistema de resfriamento controlado e, durante os ensaios, a

temperatura do combustível foi mantida em 35 ± 2 oC. O equipamento possui um

sistema de detecção e retirada de vapor para garantia de uma vazão de combustível

contínuo e livre de bolhas. A unidade de medição de vazão mássica de combustível,

AVL 735S, baseia-se no princípio de Coriolis, possibilitando uma medição contínua do

consumo. A unidade pode fornecer a medição do consumo instantâneo e o acumulado

em determinado período em base mássica ou volumétrica, na medida em que permite

armazenar a informação de massa específica do combustível. Na Fig. 3.3 é mostrada

uma foto dos sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.

Figura 3.3 – Sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.

44

3.1.1.3. Sistema de Automação

Foi utilizado o sistema AVL PUMA OPEN para o controle do dinamômetro, a

aquisição de dados e o monitoramento automático de variáveis dos ensaios. Esse

sistema foi responsável pela leitura das condições de operação do motor (Torque,

rotação, consumo de combustível, etc) e pela aquisição do valor de concentração dos

gases de emissões medidos pelo sistema FTIR (espectroscopia no infravermelho por

transformada de Fourier). A Fig. 3.4 mostra o console de operação do sistema de

automação instalado na sala de controle do Laboratório de Ensaios em Motores do

CENPES.

Figura 3.4 – Console de operação do sistema de automação AVL.

Para controle da frenagem do motor foi usado um dinamômetro passivo de

corrente de Foucault modelo W130 fornecido pela empresa Schenck, com capacidade

máxima de 130 kW de potência, torque de 400 Nm e rotação de 10000 rpm. O

monitoramento e o controle de potência do dinamômetro foram feitos pelo sistema de

automação da AVL.

45

3.1.1.4. Sistema de Medição de Pressão na Câmara de Combustão .

O CENPES adquiriu em 2008 um sistema de aquisição de dados de pressão na

câmara de combustão, modelo Indimodul da empresa AVL. Assim como feito no

experimento de MELO (2007), foi usado um sensor de pressão da câmara de

combustão acoplado a uma vela de ignição especial. A instalação do sensor foi feita no

1º cilindro do motor. O sensor utilizado é do tipo piezoelétrico marca AVL, modelo

GH13Z31, com capacidade de medição de até 25 MPa e com sensor de fibra ótica

acoplado. O grau térmico da vela, na qual o sensor de pressão é instalado, foi

especificado em conjunto com a FIAT e a BOSCH, fabricante das velas de ignição,

garantindo assim a sua compatibilidade com a vela original. A saída do sensor de

pressão é em carga elétrica, sendo necessário o uso de um amplificador de carga para

conversão e amplificação do sinal para Volts. Esse sinal é digitalizado pelo conversor

analógico digital (módulo 6FA1), conforme Fig. 3.5.

Figura 3.5 – Interligação do sistema de Medição de Pressão.

O encoder ótico, Modelo AVL 365C, é instalado no eixo do motor e fornece um

sinal digital na forma de pulso com resolução de 0,1o, para a indicação do ângulo do

eixo do virabrequim e para medição da rotação do motor em rpm. Esse sinal é enviado

para o conversor analógico-digital, que é sincronizado com o ângulo do eixo do

virabrequim. O sinal do sensor de pressão é enviado a um amplificador de carga, que

está conectado a uma placa de aquisição de dados, com capacidade de quatro canais

de entrada e com conversor analógico-digital de 12 bits. O software do sistema

Indimodul é capaz de traçar a curva de pressão do cilindro do motor por ângulo do eixo

do virabrequim em tempo real. Ele pode calcular a fração de massa de combustível

queimado (MFB) pela integral da taxa de liberação de calor, que é calculada em função

da 1a Lei da Termodinâmica e da curva de pressão medida no cilindro do motor

(HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1988).

46

As informações dimensionais da câmara de combustão e os dados

dimensionais do pistão também são necessários, de forma que o equipamento possa

calcular o volume deslocado que será usado para o cálculo de pressão média efetiva

indicada (IMEP). A Fig. 3.6 mostra uma tela de operação do sistema de aquisição de

dados Indimodul com os gráficos de pressão do cilindro, taxa de liberação de calor e

fração de massa de combustível queimado.

Figura 3.6 – Tela de operação do Indimodul com sinais de Pressão (1), Calor liberado

(2) e Fração de massa de combustível queimado (3).

O IMEP (Pressão Média Efetiva Indicada) é calculado em função da pressão do

cilindro (Pc) pelo equipamento Indimodul segundo a Eq. 3.3 (HEYWOOD, 1988;

GANESAN, 1996; STONE, 1999).

V

dVPIMEP

d

c∫= (3.3)

onde Pc é a pressão do cilindro, V é o volume do cilindro e Vd é o volume deslocado.

A taxa de liberação de calor

θddQ

é calculada pelo Indimodul em função da

curva de pressão e do ângulo do eixo do virabrequim (θ), não considerando as perdas

de calor para a parede e para os anéis de segmento, segundo a Eq. 3.4.

47

( ) ( )( )

( ) ( ) ( ) ( )dθ

θdPθV

1k

1

dθ

θdVθP

1 - k

θk

dθ

θdQ

θ

××−

+××= (3.4)

onde k é a razão entre cp e cv, que são os calores específicos molares,

respectivamente, a pressão e a volume constantes.

O calor liberado (Q(θ)) é calculado pela integral de ( )θdθdQ

em função do ângulo

do eixo do virabrequim (θ).

A curva de fração de massa de combustível queimado em função do ângulo de

eixo do virabrequim (MFB (θ)) é obtida de forma normalizada, dividindo-se os valores

obtidos da curva de calor liberado (Q(θ)) pelo valor total de calor total liberado (Qt),

segundo a Eq. 3.5.

tQ)(Q

)(MFBθ=θ (3.5)

O software do equipamento Indimodul permite que os arquivos com valores das

variáveis medidas e calculadas possam ser exportados em formato texto. O software

também permite a programação de várias equações para facilitar a leitura dos valores

de determinadas variáveis de interesse. A exemplo do experimento de MELO (2007),

foram programados os cálculos, entre outros, da média, do desvio padrão e do

coeficiente de variação (CoV) da pressão máxima do cilindro e do IMEP (HEYWOOD,

1988, GANESAN, 1996). O valor do coeficiente de variação (CoV) de cada variável é

obtido pela divisão do desvio padrão pela média da mesma (HEYWOOD et al., 1979;

HEYWOOD, 1988).

Para a correta referência da curva de pressão do cilindro do motor foi feita a

calibração da posição angular do ponto morto superior (PMS) de forma semi-

automática pelo equipamento Indimodul. Foi necessário rodar o motor em uma

condição de rotação estável e sem combustão. Dessa forma, foi desconectado o bico

injetor do cilindro onde estava instalado o sensor de pressão. O programa do Indimodul

armazenou automaticamente o ângulo onde ocorreu a pressão máxima na câmara de

combustão, sendo considerado o ângulo de PMS. Foi programado, pelo fabricante

AVL, um ajuste de 0,7° para o ângulo de PMS determi nado no experimento, uma vez

que existem perdas de pressão inerentes ao comportamento mecânico do motor

(HEYWOOD, 1988).

48

A detonação é um fenômeno que pode ocorrer durante a combustão em

motores, causando uma rápida liberação de energia na forma de uma onda de choque

supersônica, submetendo assim o motor a uma solicitação extrema, para a qual não foi

dimensionado originalmente. Se o fenômeno persistir por muito tempo e com várias

repetições podem ocorrer danos permanentes ao cabeçote e à cabeça do pistão, além

de sobrecarga em bielas e mancais (HEYWOOD, 1988; VAN BASSHUYSEN et al.,

2002). A octanagem do combustível fornece um valor numérico relacionando sua

susceptibilidade ao processo de auto-ignição gerando detonação. Normalmente a

ocorrência de detonação é responsável pelo limite do ângulo de avanço ideal usado no

mapeamento de motores.

Para experimentos em que é importante uma comparação de desempenho de

combustíveis de octanagens diferentes é fundamental a definição precisa do nível de

detonação aceitável para os combustíveis nos pontos de operação em estudo.

Nos motores comerciais são usados sensores de detonação no bloco do motor

que possuem baixo custo e desempenho razoável. O sinal do sensor é enviado ao

módulo de controle do motor, que modifica o ângulo de avanço, evitando a ocorrência

de detonação para proteger o motor. No motor comercial a precisão da medida de

detonação não é fundamental, pois o principal objetivo é a detecção do fenômeno e a

correção do ângulo de avanço para proteger o motor.

Para o motor ensaiado em laboratório, o sinal do sensor de detonação original

do motor não é muito adequado. Além do ruído de detonação da câmara de

combustão, o sensor transmite uma série de outros ruídos do motor, tais como, folgas

entre mancais e eixos, batimento de válvulas nas sedes, vibração, ruídos de

engrenagens e demais ruídos do eixo. Como normalmente o mapeamento do motor é

feito de forma manual, dependendo da experiência do operador, existe uma variação

intrínseca do mapa do motor para um mesmo combustível.

Para resolver essas questões foi desenvolvido em 2009 um novo método pela

AVL e pelo CENPES com a análise do sinal de pressão na câmara, permitindo a

visualização do momento exato da detonação. Na ocorrência do fenômeno de

detonação, o sinal de pressão da câmara passa a apresentar um ruído após o ponto

morto superior, de freqüência muito superior ao sinal de pressão sem detonação.

Através de um procedimento com o uso de filtros passa alta freqüência é possível a

detecção e a medição numérica do fenômeno. Dessa forma foi modificado o software

do sistema de aquisição de dados de pressão do laboratório de motores do CENPES

(Indimodul), para a inclusão de equações matemáticas e telas para visualização do

49

fenômeno de detonação. Para efeito de demonstração a Fig. 3.7 ilustra a tela de

operação do Indimodul com a visualização de ocorrência de detonação.

Figura 3.7 – Tela do sistema AVL Indumodul com a detecção de detonação

implantada.

A Fig. 3.7 mostra a curva de pressão (1) com um pequeno ruído de detonação.

A curva de ruído de detonação gerada após a curva de pressão passar pelo filtro

passa-alta freqüência é mostrada em detalhes (2) para que o usuário visualize o sinal.

Cada vez que o sistema AVL detecta um evento de detonação é mostrada uma barra

verde (3). A quantidade de ciclos com detonação durante os últimos 100 ciclos é

mostrada na forma percentual em uma janela da tela (4). A curva da taxa de calor

liberado (5) e a curva de fração de massa de combustível queimado (6) também são

mostradas na tela do sistema Indimodul. Uma explicação detalhada dessa medição é

apresentada no Apêndice II.

3.1.1.5. Sistema de Medição de Emissões

A legislação de emissões do PROCONVE para veículos leves exige a

realização de ensaios de emissões em dinamômetro de chassi, com equipamentos

específicos e sofisticados, segundo a norma ABNT NBR 6601 (medição de emissões

gasosas) (ABNT, 2005) e ABNT NBR 12026 (medição de emissões de aldeídos)

50

(ABNT, 2009). Devido às novas tecnologias dos veículos e a elevada eficiência do

catalisador quando aquecido a maior parte das emissões são provenientes da partida a

frio do veículo (MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011; SALES et al., 2012a; SALES et

al., 2012b). Os catalisadores dos veículos também são projetados para trabalhar com

eficiência máxima na mistura estequiométrica (lambda=1 com variação de ±1%),

condição de praticamente todo o ciclo dinamométrico da norma NBR 6601 (MELO et

al., 2009; VICENTINI et al., 2011). Dessa forma os ensaios de emissões em banco de

provas são usados normalmente para investigação preliminar e para um melhor

entendimento de fenômenos da combustão e não necessariamente para obtenção de

valores absolutos de emissões do motor em questão.

As emissões legisladas atualmente para veículos leves são CO, NOX, aldeídos

e THC segundo a resolução CONAMA 315 do PROCONVE (CONAMA, 2002). A

medição da emissão dos hidrocarbonetos totais (THC) é feita por um analisador de

ionização de chama (FID). Para os veículos FLEX com uso do etanol, a análise de

hidrocarbonetos totais deve incluir também as emissões de etanol não queimado. Para

reduzir o erro, o analisador FID deve ter sua leitura corrigida de acordo com o

percentual de etanol adotado na mistura a gasolina (MELO et al., 2009; VICENTINI et

al.,2011). Um dos maiores desafios atuais é a redução das emissões, em especial da

emissão de etanol não queimado na partida a frio dos veículos FLEX, uma vez que

esse poluente tem impacto na formação de Ozônio na troposfera (MELO et al., 2009;

ABRANTES, 2010; VICENTINI et al., 2011; SALES et al., 2012a; SALES et al., 2012b).

Para uma medição precisa das emissões de etanol não queimado, aldeídos,

THC (hidrocarbonetos totais), CO, CO2 e NOX, foi usado um analisador em tempo real

que usa espectroscopia no infravermelho por transformada de Fourier (FTIR) modelo

AVL-SESAM (Fig. 3.8). Como o analisador de THC do tipo FID (ionização de chama)

trabalha com uma chama estequiométrica, gases de exaustão com elevado teor de

oxigenados (álcool não queimado e aldeídos) podem ter a concentração de

hidrocarbonetos medida de forma errada. (MELO et al., 2010; SANDSTROEM-DAHL et

al., 2010; WALLNER et al., 2010).

51

Figura 3.8 – Foto do sistema de emissões FTIR AVL e tela de operação.

O FTIR consegue separar as emissões de hidrocarbonetos totais (THC) e as

emissões dos compostos oxigenados (aldeídos e etanol não queimado). O

equipamento calcula a concentração de THC em ppmC (ppm de carbono), segundo a

Eq. 3.6.

AHC5,7+NC5+IC5+HC3+HC2+HC2+CH=THC 554342224 (3.6)

onde IC5 é a concentração do isopentano, NC5 é a concentração do normal pentano e

AHC é a concentração dos aromáticos.

Para essa tese as emissões específicas (g/kWh) foram calculadas segundo a

norma CFR 40 (CFR, 2009), uma vez que não existe norma no país para esse cálculo

quando do uso de motores com ignição por centelha, apenas para motores do ciclo

Diesel. O principal benefício do uso dessa norma é o cálculo da massa molecular dos

hidrocarbonetos totais (MMHC), como uma função da relação molar

hidrogênio/carbono (y) do combustível utilizado, como mostrado na Eq. 3.7.

y.008,1+01,12=MMHC (3.7)

onde y é o valor da relação molar hidrogênio/carbono (H/C) que varia em função do

tipo de combustível.

A Tab. 3.1 apresenta os valores de massa molecular dos hidrocarbonetos totais

(MMHC) e de relação molar hidrogênio/carbono (y) para os diferentes combustíveis

usados no trabalho.

52

Tabela 3.1 – Valores de MMHC e y para diferentes combustíveis.

Combustível y Massa Molecular

de HC (kg/kmol)

H0 2,2 14,23

H30 2,5 14,53

H50 2,7 14,73

H80 2,9 14,93

H100 3 15,03

Na Tab. 3.2 são apresentados os valores de massa molecular dos gases medidos no

trabalho (NO, CO, CO2, Acetaldeído, Formaldeído e etanol não queimado). Esses

valores vão ser usados para cálculo da massa dos poluentes de acordo com o método

proposto pelo CFR 40 (CFR, 2009).

Tabela 3.2- Valores de massa molecular dos poluentes.

Gás Massa Molecular

(kg/kmol)

NO 30,01

CO 28,01

CO2 44,01

Acetaldeído 44,05

Formaldeído 30,03

Etanol não Queimado 46,07

A Tab. 3.2 apresenta a massa molecular do NO, uma vez que, para motores

com ignição por centelha, mais de 95% das emissões de NOx são desse componente.

Durante as medições experimentais desse trabalho, foi verificado que para o motor

FLEX com qualquer tipo de combustível, as emissões de NO foram sempre acima de

90% das emissões de NOx.

O FTIR realiza a medição dos gases de exaustão em base úmida, ou seja, a

água permanece presente durante a medição na forma de vapor. Dessa forma a

massa molecular da exaustão do motor (MMex) é calculada em base úmida segundo a

Eq. 3.8 (CFR, 2009).

53

2

4X

24

6X

22

26

10

10

ConcNOConcCOConcCO

10

ConcHC100

01,2810

ConcNO01,30

10

ConcCO44,1

10

ConcCO28,01

10

ConcHCMMHCMMex

−−−−×+

×

+×

+×+×=

(3.8)

onde:

ConcHC é a concentração em ppmC (ppm de carbono) de hidrocarbonetos totais;

ConcCO é a concentração em percentual de CO;

ConcCO2 é a concentração em percentual de CO2;

ConcNOX é a concentração em ppm de NOX.

A massa em g/kWh do NOX (M_NOX) é calculada pela Eq. 3.9 (CFR, 2009).

610KHxConcNOMMex

xMMNO

PotcombVarV

xM_NO −××××+

= (3.9)

onde:

Var é a vazão mássica de ar em kg/h;

Vcomb é a vazão de combustível em kg/h;

Pot é a potência em kW no eixo do dinamômetro;

MMNOx é a massa molecular de NOx, que nesse trabalho foi usada o valor para o NO;

KH é o fator de correção de umidade somente usado para o cálculo das emissões de

NOx segundo a Eq. 3.10 (CFR, 2009):

( )[ ]10,71Humid0,0329711

KH−×−

= (3.10)

onde Humid é a umidade absoluta do ar de admissão em g de H2O por kg de ar seco.

O cálculo de massa dos outros poluentes é feito com base na Eq. 3.9

considerando o KH=1 e substituindo a massa molecular do NO e concentração do

NOX, respectivamente, pelos valores do poluente a ser calculado.

54

3.1.1.6. Calibração e Cálculo de Incertezas do Ban co de Provas

O Apêndice II apresenta de forma resumida as informações de modelos, faixas

de trabalho, resolução e incertezas de medição das principais variáveis e sensores

usados no trabalho.

A seguir estão descritos de forma simplificada os procedimentos adotados para

calibração das principais variáveis medidas no banco de provas.

• Torque do Dinamômetro: foram utilizadas massas calibradas pelo CENPES, sendo a

calibração feita por técnicos do laboratório de motores do CENPES.

• Rotação do Motor: Não foi feita a calibração da rotação, uma vez que é muito difícil

se conseguir uma rotação estabilizada do motor, de forma a possibilitar o uso, por

exemplo, de um estroboscópio para essa calibração. Foi feita então uma verificação

desse sinal, comparando-se os valores do sistema de aquisição de dados da AVL, com

o sinal de rotação do medidor Indimodul também da AVL, que usa um encoder ótico de

precisão. Não foram encontradas diferenças significativas entre as medições efetuadas

pelo sistema de aquisição de dados PUMA e pelo sistema AVL Indimodul,

considerando a resolução de 1 rpm. A leitura de rotação relatada nesse trabalho foi

feita pelo sistema de aquisição de dados PUMA.

• Temperaturas: Foi usado um equipamento simulador de temperatura da empresa

ECIL, modelo CAPPO. O simulador gera um sinal em volts ou resistência (de acordo

com o tipo de sensor termopar ou termo resistência PT100) correspondente à

determinada temperatura. No canal de entrada analógica do sistema de automação

PUMA da AVL, foi feita a leitura desse sinal e a respectiva correlação para unidade de

engenharia (oC), através de uma curva de calibração. Dessa forma, foi feita a

calibração de todo o sistema de amplificação e digitalização de sinal. Os termopares e

sensores de temperatura PT100 usados tem certificados de calibração.

• Pressão: Foi utilizado um equipamento simulador da empresa General Electric,

modelo Druck DPI 284 capaz de gerar diferentes valores de pressão. O simulador era

ligado aos transdutores a serem calibrados, sendo que a leitura do sinal eletrônico

gerado foi feita pelo sistema de automação PUMA da AVL.

A incerteza de medição é um dos requisitos da norma ISO 17025, que é usada

como referência para a obtenção de credenciamento de laboratórios de ensaios junto

ao INMETRO. Para efeito desse trabalho, as incertezas de medição foram calculadas

conforme sugerido por MELO et al. (2004) e MELO (2006). Esses trabalhos foram

desenvolvidos originalmente para laboratórios de emissões veiculares, porém

encontram aplicação também em laboratórios de motores. De acordo com esses

55

artigos, a incerteza de medição pode ser dividida em incerteza devido à repetitividade

(tipo A) e a incerteza devido a calibrações, resolução e padrões utilizados(tipo B). A

seguir é descrito o procedimento recomendado por MELO et al. (2004) e MELO (2006)

para cálculo das incertezas de medição. MELO (2007) adaptou esses procedimentos

para uso em banco de provas de motor.

A incerteza tipo A (IA), também chamada de erro padrão, é calculada dividindo-

se o desvio padrão pela raiz quadrada do número de repetições da medição. A

incerteza tipo B (IB) é uma combinação de diversos fatores e pode ser calculada como

mostrado na Equação. 3.11.

2i

22

21B S...SSI +++= (3.11)

onde S1, S2, ..., Si são as diferentes componentes da incerteza, tais como resolução do

instrumento, padrão de calibração, curva de calibração, etc.

Para se combinar esses dois tipos de incerteza, foi usada a Eq. 3.12.

2B

2AC III += (3.12)

onde IC é a incerteza combinada.

A incerteza expandida (IE) é obtida pela multiplicação da incerteza combinada

pelo fator de abrangência (kab), que pode ser assumido com o valor 2 para um grau de

confiança de 95 % , segundo a Eq. 3.13 (MELO et al., 2004; MELO, 2006).

Cab Ik ×=EI (3.13)

Com base nesses procedimentos foram calculadas para as principais variáveis

do trabalho as incertezas tipo A, tipo B e expandidas, conforme mostrado no Apêndice

II nas respectivas unidades de engenharia. Esse procedimento de cálculo foi aplicado

em laboratório de ensaios em motores no trabalho de MELO (2007).

56

3.1.2. Combustíveis

Uma gasolina comercial E25 (gasolina misturada com 25% de etanol anidro) e

um etanol hidratado comercial (etanol com até 4,9% v/v de água adicionada),

referenciados no trabalho respectivamente como H0 e H100 foram escolhidos

inicialmente para os ensaios experimentais. A partir desses combustíveis foram feitas

misturas em base volumétrica de etanol hidratado na gasolina H0 nos teores de 30%,

50% e 80%, referenciados no trabalho como H30, H50 e H80 respectivamente. Para a

escolha dos percentuais de etanol hidratado usados nas misturas, foi levado em

consideração que o percentual de 50% é também usado na homologação do veículo

FLEX. Também foi considerado que 80% é o percentual em volume de mistura de

etanol hidratado à gasolina E25 (H0), que contém aproximadamente 15% de gasolina

pura, se assemelhando ao combustível E85 (15% de gasolina adicionada ao etanol

anidro em base volumétrica) usado nos EUA e na Europa em veículos FLEX. Cabe

ressaltar que o uso do etanol hidratado em larga escala somente existe no Brasil, uma

vez que, em praticamente todos os outros países, o etanol usado é do tipo anidro. O

percentual de 30% foi escolhido para incluir um combustível com teor de etanol abaixo

de 50% no trabalho. Esse percentual também é usado por alguns usuários para evitar

problemas de detonação em motores FLEX (MELO et al. , 2011).

Os combustíveis foram analisados nos laboratórios do CENPES, incluindo

resultados de diversas propriedades físico-químicas necessárias para a análise

experimental e para a simulação computacional. Algumas propriedades foram

calculadas, tais como o combustível equivalente, a razão ar-combustível

estequiométrica (A/Cest) e os percentuais (v/v) de gasolina, etanol e água. As principais

propriedades dos combustíveis usados são listadas na Tab. 3.3. Tanto a gasolina

quanto o etanol hidratado (H100) usados são combustíveis comerciais que atendem as

resoluções da ANP, de números 57 e 7, respectivamente (ANP, 2011b; ANP, 2011a).

57

Tabela 3.3- Principais propriedades físico-químicas dos combustíveis analisados.

Combustível Propriedades dos

Combustíveis

Método Analítico H0

(E25) H30 H50 H80 H100

Massa específica(kg/m³)

ASTM D4052 748,2 764,9 779,2 797,7 808,7

MON ASTM D2700 85,1 88 89,7 91,6 91,8

RON ASTM D2699 97,3 >100 >100 >100 >100

Carbono

(% m/m) ASTM D5291

73,3 64,3 59,5 53,9 50,7

Hidrogênio

(% m/m) ASTM D5291

13,7 13,4 13,3 13,1 13,0

Oxigênio (%m/m)

ASTM D5622 13,0 22,3 27,2 33,0 36,3

Relação Molar (H/C) - 2,2 2,5 2,7 2,9 3,0

Relação Molar (O/H) - 0,13 0,26 0,34 0,46 0,53

Etanol (% v/v) - 25,0 46,3 60,3 81,6 95,7

Gasolina (% v/v) - 75,0 52,5 37,5 15,0 0,0

Água (% v/v) - 0,0 1,2 2,2 3,4 4,3

A/Cest - 12,7 11,1 10,3 9,3 8,8

PCI (MJ/kg) ASTM D5865 38,92 34,68 31,84 27,59 24,76

PVR (kPa) ASTM D5191 55,9 52,5 47,2 33,0 15,4

Nota: A/Cest – Razão ar-combustível estequiométrica; MON- octanagem do tipo motor; RON- octanagem do tipo

pesquisa; PCI- poder calorífico inferior; PVR- pressão de vapor do tipo Reid.

Com base nos dados da Tab. 3.3, foi verificado que tanto a gasolina E25 (H0)

quanto o etanol hidratado (H100) atendem as especificações dos combustíveis

comerciais do país de acordo com os limites estabelecidos pela ANP (ANP, 2011a;

ANP, 2011b).

A partir das informações da Tab. 3.3, também foi feito o gráfico apresentado na

Fig. 3.9, que correlaciona a octanagem do tipo motor (MON) com o percentual de

etanol hidratado adicionado à gasolina.

58

84

85

86

87

88

89

90

91

92

93

0 30 50 80 100

Etanol Hidratado(%)

MO

N

Figura 3.9 – Octanagem (MON) versus teor de etanol hidratado.

Da Fig. 3.9, pode ser verificado o aumento da octanagem do tipo MON em

função da adição de etanol até o combustível H80. Também pode ser visto que o

combustível H30 apresentou um aumento percentual de octanagem de cerca de 3,4%

comparativamente com o combustível anterior. Esse foi o maior aumento percentual

entre todos os combustíveis analisados.

Com relação ao PVR (Pressão de Vapor do tipo Reid), da Tab. 3.3 pode ser

verificado que as misturas de gasolina-etanol apresentaram valores mais elevados em

comparação com o etanol hidratado. As moléculas de etanol puro possuem fortes

ligações de hidrogênio, mas pequenas quantidades de gasolina diminuem a

quantidade dessas ligações, aumentando significativamente os valores de PVR. O

aumento da quantidade de gasolina proporciona um aumento não linear no PVR

(ORBITAL ENGINE COMPANY, 2002).

A curva de destilação atmosférica é um parâmetro físico-químico importante dos

combustíveis, e existem poucas informações na literatura do efeito da adição do etanol

no formato final dessa curva. Dessa forma, foram medidas as curvas de destilação

atmosférica para todos os combustíveis segundo a norma ASTM D86.

A Fig. 3.10 apresenta o gráfico da temperatura versus o percentual de

combustível evaporado de diferentes combustíveis. Embora a gasolina sem etanol (E0)

não tenha sido usada nos ensaios, sua curva de destilação foi feita para efeito de

comparação e também é apresentada na Fig. 3.10.

59

0

40

80

120

160

200

240

0 20 40 60 80 100 Evaporative (%)

Tem

pera

ture

(°C

)

E0 E25

H30 H50

H80 H100

Figura 3.10 – Curva de destilação dos combustíveis (temperatura versus percentual

evaporado) para diferentes teores de etanol

Pode ser visto na Fig. 3.10 que a adição de etanol modifica significativamente a

curva de destilação, tanto da gasolina E0 (sem etanol), quanto da gasolina de

referência H0. Cabe ressaltar que o H80 e o H100 têm praticamente o mesmo perfil de

curva de destilação, embora os valores iniciais de cada curva sejam diferentes. As

características de destilação dos combustíveis têm impacto na eficiência volumétrica,

na formação de mistura e na partida a frio (OWEN et al., 1995).

A parte inicial da curva de destilação (até 20%) é importante para o

desempenho do motor na partida a frio e para as emissões evaporativas (OWEN et al.,

1995). Até 20% do combustível vaporizado, os combustíveis H100 e H80 apresentaram

significativas diferenças em comparação com o H50, H30 e H0 (E25). A faixa

intermediária de destilação (entre 20 e 90%) é importante para economia de

combustível no veículo (OWEN et al., 1995). Nessa faixa, os combustíveis H80 e H100,

e os combustíveis H30 e H50 apresentaram comportamento similar, enquanto o H0

(E25) teve uma curva diferente de todas as outras. Acima de 90% de pressão de

vapor, os combustíveis H0, H30 e H50 apresentaram comportamento similar.

O aumento do percentual de mistura do etanol aumenta a relação

Hidrogênio/Carbono (H/C) e Oxigênio/Carbono (O/C) devido ao menor percentual de

carbono do etanol quando comparado à gasolina, conforme mostrado na Fig. 3.11.

60

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

-10 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

Etanol Hidratado (%)

Rel

ação

Mol

ar

H/C

O/C

Figura 3.11 – Relação molar de H/C e O/C versus percentual de etanol hidratado.

A razão ar-combustível estequiométrica (A/Cest) mostrada na Tab. 3.3 foi calculada

pela Eq. 3.14 (HEYWOOD,1988).

16zy122z

14y

138,8A/Cest ++

−+⋅= (3.14)

onde y é a relação molar H/C e z é a relação molar O/C.

3.1.3. Motor e Unidade de Controle do Motor

Para esse trabalho foi escolhido um motor FIAT FIRE, 1,4 L,TETRAFUEL, uma

vez que o CENPES já possuía outro motor desse modelo no laboratório, facilitando o

conhecimento técnico e o histórico de desempenho do mesmo, além do fato da FIAT

ter fornecido informações técnicas do motor, incluindo detalhes de sua geometria. A

Tab. 3.4 apresenta as principais características do motor usado no trabalho.

61

Tabela 3.4 – Principais características do motor FIAT FIRE 1,4 L, TETRAFUEL.

Cilindros Quatro em linha

Válvulas por cilindro Duas

Comando de válvulas Um no cabeçote

Diâmetro do cilindro 72,0 mm

Curso do pistão 84 mm

Diâmetro do pistão 71,9 mm

Offset pino do pistão 0,67 mm

Distância entre centros biela 128,95 mm

Cilindrada total 1396 cm3

Razão de compressão 10,35:1

Gasolina com 20% de Etanol Anidro 100% Etanol Hidratado

Potência

Máxima 56,8 kW a 5500 rpm 59,6 kW a 5500 rpm

Torque

Maximo 120 Nm a 2250 rpm 122 Nm a 2250 rpm

Na Fig. 3.12 é mostrada uma foto do motor FIAT instalado no banco de provas

do CENPES.

Figura 3.12 – Motor FIAT FIRE TETRAFUEL 1,4 L no banco de provas do CENPES.

62

No veículo FIAT Siena com motor FIRE, TETRAFUEL, 1,4 L, apenas uma

central eletrônica (ECU) é capaz de gerenciar os diferentes tipos de combustíveis

(gasolina, álcool e GNV) e suas misturas. Porém, devido ao grande número de

sensores instalados no veículo e integrados à central eletrônica, para ensaios em

banco de provas é necessário o uso de uma central eletrônica especialmente

preparada pela FIAT e calibrada para apenas um determinado tipo de combustível.

Essa central é capaz de simular os sensores do veículo original, eliminando erros que

poderiam ocorrer com o funcionamento apenas do motor no banco de provas.

Para se evitar o uso de diferentes centrais eletrônicas para cada tipo de

combustível, além de melhorar a precisão e a estabilidade da leitura dos ângulos de

ignição, foi utilizada nesse trabalho uma ECU programável modelo MoTeC M800, em

substituição à central eletrônica original do motor, com as devidas modificações

necessárias no seu cabeamento elétrico. Outro objetivo da utilização da MoTeC é

permitir a otimização dos parâmetros de calibração do motor com cada combustível

avaliado, extraindo seu máximo potencial. O software do módulo MoTeC permite o

controle da razão ar-combustível através do uso de um sensor lambda, além do

controle do ângulo de ignição, do tempo de injeção, da aceleração do motor

(borboleta), etc. Com o uso do módulo MoTeC foi possível a criação de mapas

específicos para otimização de diferentes variáveis do motor para cada tipo de

combustível usado, aumentando a complexidade do experimento em relação ao

trabalho anterior de MELO et al. (2007) de estudo do desempenho da gasolina e do

etanol em motor FLEX. Entretanto, a central programável possibilitou uma maior

precisão e repetitividade dos ensaios pelo fato de manter o avanço fixo durante as

repetições dos ensaios. A Fig. 3.13 mostra uma foto do módulo MoTeC no banco de

provas.

63

Figura 3.13 – Módulo MoTeC no banco de provas.

O sensor lambda original do motor foi substituído por um sensor linear de banda

larga, BOSCH modelo LSU 4.0, que fornecia uma precisa informação de lambda

durante os ensaios. Essa medição foi feita no indicador digital ETAS, modelo LA4,

(MACHADO et al., 2011).

3.1.4. Pontos Operacionais

Inicialmente se buscava nesse trabalho uma correlação entre os dados

experimentais de emissões de poluentes com os dados de torque, rotação e de teor de

etanol da mistura de combustível. Dessa forma deveriam ser escolhidos pontos

operacionais (torque e rotação) que representassem diferentes faixas de operação do

motor com o uso de diferentes combustíveis. A comparação do desempenho e das

emissões do motor deveria ser em uma mesma condição de potência para diferentes

combustíveis.

Com base nos dados da Tab. 3.4 foram escolhidos inicialmente a rotação de

2250 rpm (rotação de torque máximo nominal do motor) e torque 60 Nm (50% do

torque máximo do motor). Como foi verificado que a rotação de 3875 rpm apresentava

resultado experimental de torque máximo próximo ao torque máximo do motor, ela

também foi escolhida. Os dois pontos de carga parcial (2250 rpm e 3875 rpm com

torque de 60 Nm) foram calibrados para trabalhar com mistura estequiométrica (λ=1).

Este lambda é usualmente empregado no mapeamento de veículos visando maximizar

a eficiência do catalisador de 3 vias (MELO et al., 2009; VICENTINI et al., 2011).

Como o motor no banco de provas teve a calibração da central eletrônica

64

modificada, bem como o sistema de escapamento, os valores nominais de torque

declarados pelo fabricante não se aplicam exatamente aos valores encontrados no

banco de provas. Ensaios preliminares mostraram que o valor de torque máximo

nominal de 120 Nm somente poderia ser atingido para alguns combustíveis e em

algumas rotações. Dessa forma foi escolhido o torque de 105 Nm que é elevado

(acima de 80% do torque máximo) e pode ser atingido com todos os combustíveis do

trabalho em algumas rotações. Foi definido o uso do torque 105 Nm para as rotações

de 2250 rpm e 3875 rpm com lambda 0,9. Este lambda é empregado nos mapas de

veículos e está de acordo com o recomendado por VAN BASSHUYSEN et al. (2002).

Para se permitir posteriormente uma melhor análise dos dados experimentais,

foram incluídos dois pontos adicionais de operação do motor, sendo um para rotação

baixa (1500 rpm) e torque intermediário (60 Nm) e outro para rotação alta (4500 rpm),

acima de 80% da rotação de potência máxima do motor (5500 RPM), com torque

elevado (105 Nm). A Tab. 3.5 mostra os valores de rotação, de torque e lambda do

experimento.

Tabela 3.5 – Pontos operacionais do experimento.

Rotação (rpm) Torque (Nm) Lambda (λ)

4500 105 0,9

3875 105 0,9

3875 60 1,0

2250 105 0,9

2250 60 1,0

1500 60 1,0

Os pontos operacionais da Tab. 3.5 também podem ser visualizados na Fig.

3.14.

65

Figura 3.14 – pontos operacionais, torque e rotação com indicação do fator lambda (λ).

3.1.5. Procedimentos do Ensaio Experimental

Nos motores dos veículos FLEX comerciais do Brasil, é utilizado o fator lambda

igual a 1 (mistura estequiométrica) na maioria das situações de carga parcial, para se

obter a máxima eficiência do catalisador e redução das emissões de poluentes (MELO,

2007; MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011). Em cargas elevadas, o fator lambda fica

em torno de 0,9 (mistura rica) para que o motor tenha mais potência. Nesse trabalho,

para valores de IMEP (Pressão Média Efetiva Indicada) acima de 0,9 MPa foi adotado

um fator lambda igual a 0,9, segundo recomendação de VAN BASSHUYSEN et al.

(2002). Em experimentos preliminares foi verificado que apenas os pontos

operacionais de torque igual a 105 Nm apresentaram IMEP acima de 0,9 MPa.

Dessa forma, no módulo programável MoTeC foi estabelecido para todas

misturas de combustível, um controle em malha fechada (closed-loop) com um fator

lambda constante e igual a 1 nas condições de carga parcial (60 Nm). Nas condições

de carga elevada (105 Nm), foi adotado o controle em malha fechada e lambda igual a

0,9. Essa estratégia de mapeamento é similar à usada pelas montadoras de veículos

(MELO et al., 2007). O módulo MoTeC consegue controlar o valor do fator lambda em

± 1%, valor equivalente à precisão dos controles dos módulos eletrônicos dos veículos

comerciais.

Muitos trabalhos experimentais disponíveis na literatura investigam a influência

da mistura de etanol em aplicações de pesquisa básica, porém sem uma relação direta

com a aplicação comercial em veículo. Dessa forma esse trabalho poderá trazer uma

contribuição técnica para a comunidade cientifica, pela divulgação de informações

66

técnicas de desempenho do motor em pontos de operação próximos aos usados pelo

motor em operação no veículo real.

Em estratégia também adotada por montadora, para cada ponto de operação e

para cada combustível, foi verificado o ângulo ótimo de avanço para a obtenção do

máximo torque (MBT). Foram usadas aberturas de borboleta de aceleração próximas

do ponto de operação desejado, em procedimento similar ao adotado por AL-

FARAYEDHI et al.(2004). Para todos os pontos operacionais foi verificado se o valor

do fator lambda estava correto e se não havia a ocorrência de detonação no motor, de

acordo procedimento descrito no item 3.1.1.4. Também foi verificado se a temperatura

dos gases de exaustão não ultrapassava 900°C, de fo rma a não prejudicar o

catalisador, estratégia semelhante à adotada pelas montadoras de veículos.

As Figs. 3.15 e 3.16 exemplificam duas telas do software do módulo

programável MoTeC, que foram usadas durante a calibração do motor.

Figura 3.15 – Tela de operação do MoTeC com ajuste do avanço

67

Figura 3.16– Tela do MoTeC usada para maximizar o torque em função do avanço

Da Fig. 3.16 pode ser verificado que o software do MoTeC permite a elaboração

de equação de regressão de segundo grau entre o valor do torque (ordenada) e o valor

do avanço de ignição (abscissa). Derivando essa função e igualando-a a zero pode ser

obtido o valor ótimo do ângulo de avanço correspondente ao máximo torque. O

procedimento deve ser feito para cada ponto operacional e para cada combustível,

sendo considerada uma parte crítica do experimento, pois demanda muito tempo e

quantidade de combustível.

Depois de ajustado o ponto ótimo do avanço de ignição, o ponto operacional foi

programado no sistema de automação do banco de provas para o controle da rotação

e do torque desejado. Após a estabilização térmica do motor foram feitas leituras de

pressão do cilindro pelo sistema Indimodul de 300 ciclos do motor, segundo

recomendação de MELO (2007). O sistema de automação AVL PUMA OPEN fez as

leituras das variáveis do banco de provas e dos valores de emissões medidos pelo

sistema FTIR por cerca de 60 segundos para cada ponto operacional. A leitura do

percentual de borboleta da aceleração e do fator lambda foram feitas pelo sistema de

automação. Ao final dessas leituras, foram calculadas as médias e o desvio padrão de

cada variável. A seqüência de realização de ensaio para cada ponto operacional e para

cada combustível está mostrada na Tab. 3.6.

68

Tabela 3.6 – Seqüência de realização de ensaios em cada ponto de operação.

Ordem dos pontos de operação Torque (Nm) Rotação (rpm)

1o 105 4500

2o 105 3875

3o 105 2250

4o 60 3875

5o 60 2250

6o 60 1500

Os ensaios experimentais tiveram início com o uso da gasolina (H0). Após o

término do 6o ponto de operação, foram feitas mais três repetições de toda a sequência

de pontos operacionais (6 pontos), mantendo o combustível gasolina (H0). Em

seguida, foi feito um procedimento detalhado de limpeza de linhas de combustível e

dos instrumentos que tem contato com o combustível. Depois foram feitos ensaios com

os combustíveis H30, H50, H80 e H100, seguindo a mesma sequência de ensaios

mostrados na Tab. 3.6.

3.1.6. Procedimento de Análise Estatística

Cada ponto operacional escolhido para o ensaio foi repetido pelo menos 4

vezes e os resultados experimentais foram analisados estatisticamente pelo software

STATISTICA da empresa Statsoft de acordo com os procedimentos de CALADO et al.

(2003) e DA SILVA (2010).

No software STATISTICA, foi gerada uma curva de regressão com o cálculo da

variável de saída a partir dos dados de rotação, torque e teor de etanol, considerando

todas as leituras do experimento, incluindo as repetições (réplicas). A ordem de

regressão era definida de forma automática pelo software para se obter o melhor

ajuste, ou seja, maiores coeficientes de determinação (R2) e de determinação ajustado

(R2adj) possíveis.

A partir da curva de regressão foram calculados os resíduos das leituras

experimentais, que são a diferença entre o valor obtido no experimento e o valor

previsto pela curva de regressão. Esses resíduos foram testados quanto à

normalidade. Para tanto, avalia-se a hipótese nula de que não há diferença entre a

distribuição apresentada pelos resíduos desta amostra e a distribuição de uma

população com distribuição estatística normal. Neste caso, pelo menos um dos testes

69

estatísticos selecionados, Shapiro-Wilk ou Lilliefors ou Kolmogorov-Smirnov (CALADO

et al., 2003) deve apresentar um valor da estatística p maior que o grau de significância

proposto α=0,05, indicando a não rejeição da hipótese nula.

Também foram realizados testes de homogeneidade de variâncias

(homoscedasticidade) para verificar se as variâncias dos resultados experimentais

correspondentes aos diversos pontos operacionais (rotação, torque, teor de etanol)

eram da mesma ordem de grandeza e que poderiam, portanto, ser comparadas. Esses

testes foram feitos para cada variável de saída do experimento (emissões de gases,

consumo, pressão, etc). Para que as variâncias sejam consideradas homogêneas

(hipótese nula de igualdade das variâncias), os resíduos, em torno dos valores preditos

da variável dependente, devem estar com dispersão homogênea, sem tendências

significativas ao longo do eixo da variável dependente (DA SILVA, 2010). É usado para

essa verificação o teste de Harley, Cochran e Bartlett (CALADO et al., 2003), para um

grau de significância α=0,05. Valores da estatística p>α=0,05 indicam, portanto, a não

rejeição da hipótese nula em questão, conduzindo à indicação de homoscedasticidade.

No caso de falha em algum desses testes em uma primeira rodada de análises, é

pratica comum o descarte de pontos experimentais considerados “outliers” que

eventualmente não tenham sido retirados no início da análise, seguido da realização

de novos testes, similares aos supracitados

Após a avaliação das hipóteses acima, foi possível a aplicação do teste de

Fisher (CALADO et al., 2003) no software STATISTICA para comparação entre as

médias dos resultados dos diversos cenários propostos, avaliando a hipótese nula de

que não há diferença entre os resultados para α=0,05. O teste de Fisher é também

chamado de mínima diferença significativa (LSD) e se baseia na distribuição t-Student,

sendo considerado um teste adequado em termos de sensibilidade (CALADO et al.,

2003; DA SILVA, 2010).

3.2. Metodologia de Simulação

Neste item é descrita a teoria de funcionamento do software de modelagem

computacional usado. Também estão incluídas informações relacionadas à validação

do modelo com dados experimentais para diferentes teores de etanol hidratado e

diferentes pontos operacionais.

O modelo computacional para o motor FLEX proposto inclui a admissão, a

exaustão, a compressão e a combustão com a formação de poluentes, sendo uma

evolução em relação ao trabalho de mestrado de modelagem termodinâmica

70

desenvolvido por MELO (2007) na COPPE/UFRJ. MELO (2007) realizou os cálculos de

simulação entre o período de fechamento da válvula de admissão e de abertura da

válvula de escapamento. No trabalho, foi feita a simulação da curva de pressão do

cilindro através da elaboração de um programa de modelagem específico feito com o

software MATHEMATICA (SPHAIER, 2001), porém não foram feitas simulações de

formação de poluentes.

Foi escolhido para essa tese o uso do software BOOST da empresa AVL (AVL,

2011) por ser um programa de simulação com possibilidade de realizar a modelagem

quasi-dimensional da combustão com formação de poluentes, além de estar disponível

na UFRJ e no CENPES (CARVALHO, 2011b). O software AVL BOOST é usado

internacionalmente, porém ainda está iniciando o seu uso no Brasil por algumas

universidades e/ou empresas para o estudo da combustão e do desempenho de

motores. Conforme verificado na revisão bibliográfica apesar de seu uso por diversas

empresas, não foram encontrados trabalhos publicados com informações quanto à

capacidade de resposta do programa BOOST em simulações com o uso de diferentes

teores de etanol adicionados à gasolina. Os fundamentos teóricos do software são

descritos a seguir e podem também ser consultados no manual teórico do BOOST

(AVL, 2011) e no trabalho de CARVALHO (2011b).

3.2.1 Fundamentos Teóricos do Programa de Simulaçã o BOOST

3.2.1.1. Representação de Espécies e do Combustíve l

O programa de simulação BOOST executa o cálculo das propriedades dos

gases em cada passo do programa de forma a ter atualizada a composição do gás na

câmara de combustão. Um número arbitrário de espécies pode ser escolhido para

descrever a composição do gás, sendo que o programa BOOST usa no mínimo sete

tipos diferentes: combustível, ar (O2 e N2), produtos da combustão completa (CO2 e

H2O) e incompleta (CO e H2). Para esse trabalho, outras espécies também foram

incluídas, como, por exemplo, NO2, NO, N, OH, etc.

As espécies são consideradas gases ideais para efeito de simplificação. O

software calcula as propriedades termodinâmicas das espécies, através de polinômios

da NASA (HEYWOOD, 1988; SANTOS JR, 2004). O cp é calculado em função da

temperatura (T) conforme mostrado na Eq. 3.15.

45j

34j

23j2j1j

j

j p TaTaTaTaa R

c++++= (3.15)

71

onde Rj é a constante do gás ideal de cada espécie j no interior do cilindro e aij (i = 1 a

5) representam os coeficientes da equação polinomial da NASA para cada espécie.

Cabe ressaltar que a Eq. 3.15 possui dois grupos de coeficientes, sendo um

válido para baixas temperaturas (300 K < T < 1000 K) e outro para temperaturas mais

elevadas (T > 1000 K).

O BOOST oferece a possibilidade de uso das seguintes espécies no banco de

dados interno: O, O2, OH, CO, CO2, N, N2, NO, NO2, NO3, N2O, HCl, HCNO, NH3, H,

H2, H2O, SO, SO2, SO3, GASOLINA, HIDROGÊNIO, METANOL, ETANOL, DIESEL,

CH4, C2H2, C2H4, C2H6, C3H4, C3H6, C3H8, C4H10, C5H12.

Caso espécies listadas anteriormente não sejam suficientes, poderão ser

especificadas outras espécies para inclusão no banco de dados do programa.

Um número arbitrário de componentes, que estão presentes na lista de espécies

do banco de dados, pode constituir o combustível. É possível se definir uma proporção

em massa ou volume de cada um deles em relação à composição do combustível final.

Para esse trabalho, foram selecionados do banco de dados do BOOST, a gasolina

Tipo A (sem álcool), o etanol anidro e a água como componentes básicos das misturas

utilizadas para formar os combustíveis (H0 até H100) usados nesse trabalho. Dessa

forma o software foi capaz de simular diferentes percentuais de etanol hidratado na

gasolina.

Cabe ressaltar que o modelo do injetor de combustível pode ser afetado pela

composição do combustível, uma vez que a massa injetada e evaporada é distribuída

para todas as espécies definidas como componentes usando a proporção especificada.

Entretanto, como nesse trabalho foi usada como dado de entrada uma razão ar-

combustível pré-definida e constante, para cada combustível e ponto de operação, o

modelo de injetor não foi adotado. Isto eliminou a necessidade da informação da curva

de destilação do combustível para o programa de simulação.

A gasolina (sem álcool) disponível no banco de dados do programa BOOST é

chamada de “gasoline” e possui propriedades físico-químicas semelhantes a gasolina

européia e não muito diferentes das propriedades da gasolina tipo A (sem álcool)

usada nesse trabalho. A Tab. 3.7 apresenta uma comparação de algumas

propriedades físico-químicas da gasolina usada no BOOST e da gasolina tipo A usada

na parte experimental desse trabalho.

72

Tabela 3.7 – Propriedades físico-químicas da gasolina do BOOST e da gasolina tipo A

da tese

Propriedade físico-química

Gasolina do BOOST

Gasolina tipo A da tese Diferença %

Massa molecular (kg/kmol) 106 111 4,7

PCI (MJ/kg) 43,5 45,1 3,7

% m/m de carbono 87,6 86 1,8

Razão ar-combustível Estequiométrica 14,5 14,8 2,1

Da Tab. 3.7 pode ser verificado que de forma geral as propriedades físico-

químicas da gasolina usada pelo programa BOOST são semelhantes às da gasolina

usada no trabalho com diferenças menores que 5%. Cabe ressaltar que, tanto para a

gasolina como para o etanol, o programa permitiu a entrada de dados de poder

calorífico inferior (PCI), massa específica e razão ar-combustível dos combustíveis

experimentais, minimizando as diferenças de propriedades entre a gasolina

experimental e a gasolina usada no programa BOOST.

3.2.1.2. Equações Básicas de Conservação no Cilind ro

A 1ª Lei da Termodinâmica estabelece que a variação de energia interna no

cilindro envolve o trabalho no pistão, o calor liberado pelo combustível, as perdas de

calor na parede e pelas vazões de entalpia devido ao “blow-by” (passagem de gás

entre os anéis de segmento), além da entalpia presente nos elementos de massa que

entram e saem do cilindro pelas válvulas do motor. Na Fig. 3.17 é apresentado um

esquema simplificado do balanço de energia no cilindro do motor.

73

Figura 3.17 – Esquema de balanço de energia no cilindro

A Eq. 3.16 apresenta o cálculo da taxa de variação de energia interna do cilindro

em função do ângulo de eixo do virabrequim

dθ.u)d(mc

(HEYWOOD, 1988; BARROS,

2003; CARVALHO, 2011b).

( )

dθ

dmf qh

dθ

dm

hdθ

dm

dθ

dmh

dθdQ

dθ

dQ

dθdV

Pdθ

umd

evevs

s

eeBB

BBpcomb

cc

⋅⋅−⋅−

⋅+⋅−−+⋅−=⋅

∑

∑∑ (3.16)

onde:

Pc . dθdV

é o trabalho realizado pelo pistão em função de θ;

dθ

dQcomb é a taxa de calor liberado pelo combustível em função de θ ;

∑ dθdQp

é a taxa de calor perdido para a parede em função de θ;

dθ

dm.h BB

BB é o fluxo de entalpia devido ao blow-by em função de θ;

dθ

dmBB é a taxa de variação de massa do blow-by em função de θ;

74

mc, Pc e Tc são, respectivamente, a massa, a pressão e a temperatura do gás no

interior do cilindro;

V é o volume do cilindro;

Qcomb é o calor liberado pelo combustível;

Qp é o calor perdido pela parede do cilindro;

θ é o ângulo do eixo do virabrequim;

hBB é a entalpia dos gases de blow-by;

dme e dms são respectivamente os elementos de massa de gás na entrada e na saída

do cilindro;

he e hs são respectivamente a entalpia da massa de gás na entrada e na saída do

cilindro;

qev é o calor de vaporização do combustível;

f é o fator de vaporização do combustível;

mev é a massa de combustível evaporado.

A Eq. 3.16 adota as seguintes simplificações:

− A mistura é homogênea no início da combustão;

− A razão ar-combustível da mistura não queimada é constante durante a combustão;

− Gases queimados e não queimados tem a mesma pressão e temperatura, porém

possuem composições diferentes.

As duas primeiras simplificações também foram adotadas por SANTOS JR

(2004) e por MELO (2007).

A taxa de variação de massa de gás no cilindro em função do ângulo do eixo do

virabrequim (dθ

dmc ) pode ser calculada pela equação de conservação de massa (Eq.

3.17). A equação usa as taxas de variação de massa em função do ângulo de eixo do

virabrequim (θ) considerando a massa de entrada (me), de saída (ms), massa do blow-

by (mBB) e massa de combustível evaporado (mev) no cilindro.

dθ

dm

dθdm

dθ

dm

dθ

dm

dθ

dm evBBsec +−−=∑ ∑ (3.17)

75

A equação do gás ideal é apresentada na Eq. 3.18 (HEYWOOD, 1988).

ccc TRmV1

P ⋅⋅⋅= (3.18)

onde Pc, V, Tc são, respectivamente, a pressão, o volume e a temperatura no cilindro e

R é a constante de gás ideal da mistura.

As Eqs. 3.17, 3.18 e 3.19 permitem estabelecer uma relação entre pressão,

temperatura e massa. O sistema de equações diferenciais pode ser resolvido

utilizando-se o método de Runge-Kutta. Primeiro é efetuado o cálculo da temperatura,

e em seguida a pressão no cilindro é calculada pela Eq. 3.18.

3.2.1.3. Vazão Mássica nas Válvulas

A vazão mássica nas válvulas de admissão e exaustão foi calculada a partir da

equação de escoamento isentrópico (Eq. 3.19) (HEYWOOD, 1988; ANDERSON,

2003).

βTR

2PA

dtdm

o1o1eff ⋅

⋅⋅⋅= (3.19)

onde:

dtdm

é a vazão mássica;

Aeff é a área efetiva de escoamento na válvula;

Po1 é a pressão de estagnação antes da entrada na válvula;

To1 é a temperatura de estagnação antes da entrada na válvula;

β é uma variável calculada pela Eq. 3.20 ou pela Eq. 3.21, dependendo do tipo de

escoamento (subsônico ou sônico);

Para o caso de escoamento subsônico, β é calculado conforme a Eq. 3.20

(HEYWOOD, 1988; ANDERSON, 2003):

−

⋅

−=

+ k1k

o1

2k2

o1

2PP

PP

1kk

β (3.20)

76

onde P2 é a pressão estática após a passagem pela válvula, k é a razão de calores

específicos e Po1 é a pressão de estagnação antes da entrada da válvula.

Para o caso de escoamento sônico, β é calculado conforme a Eq. 3.21

(HEYWOOD, 1988; ANDERSON, 2003):

1kk

1k2

β 1k1

+⋅

+= − (3.21)

A área efetiva de escoamento Aeff pode ser determinada a partir da medição

dos coeficientes de descarga (cD) e da área da sede da válvula, conforme Eq. 3.22

(HEYWOOD, 1988).

4

πdcA

2vi

Deff⋅

⋅= (3.22)

onde cD é o coeficiente de descarga das válvulas e dvi é o diâmetro interno da sede da

válvula de referência.

O coeficiente de descarga (cD) varia com o posicionamento da válvula que varia

em função do ângulo do eixo de virabrequim. Os valores de cD em função do ângulo do

eixo de virabrequim são determinados experimentalmente em laboratório, em regime

de escoamento estacionário. Esse coeficiente representa a razão entre o valor da

vazão mássica real para uma dada queda de pressão, e o valor de vazão mássica

teórica (isentrópica) para as mesmas condições de contorno. Para esse trabalho, os

coeficientes de descarga das válvulas de admissão e de escapamento do motor FIAT

TETRAFUEL em função do ângulo do eixo de virabrequim foram determinados

experimentalmente em bancada de fluxo pela empresa AVL. Os dados foram inseridos

no programa BOOST e estão disponíveis no Apêndice IV.

Para o cálculo da pureza dos gases dentro do cilindro, ou seja, quanto de

mistura fresca existe em relação aos gases residuais, é adotado um modelo de mistura

perfeita. Esse modelo considera mistura homogênea, ou seja, a composição dos gases

de exaustão é a média da composição dos gases no interior do cilindro, e também a

energia dos gases de exaustão é equivalente ao valor médio de energia dos gases no

interior do cilindro.

77

3.2.1.4. Movimento do Pistão e Transferência de Ca lor

A Fig. 3.18 apresenta o movimento do pistão em função do ângulo do eixo do

virabrequim (θ) de um motor convencional (MELO, 2007; CARVALHO, 2011b).

Figura 3.18 – Mecanismo de movimento do pistão do motor

A partir da Fig. 3.18, a distância do pistão ao ponto morto superior em função do

ângulo do eixo de virabrequim (s(θ)) pode ser calculada pela Eq. 3.23:

( ) ( ) ( ) θ22v

2vv senR LθcosRLRθs −⋅−⋅−+= (3.23)

onde Rv é o raio do eixo do virabrequim, L é o comprimento da biela e θ é o ângulo do

eixo do virabrequim.

MELO (2007) usou o modelo de Woschni (WOSCHNI, 1967) com ajustes

empíricos feitos por SHUDO (2002) em função do ângulo de avanço para calcular o

coeficiente de transferência de calor na superfície superior do pistão. No trabalho de

MELO (2007) a temperatura da parede foi medida experimentalmente através da

instalação de um termopar no cabeçote do motor, com furação especial para o

trabalho. Foi verificada que a temperatura da parede variava de forma mais

significativa em função da variação da temperatura da água de refrigeração do motor,

sendo menos influenciado pelo tipo de combustível (gasolina e etanol). No trabalho de

MELO (2007) os valores máximos de rotação e torque foram respectivamente 3500

rpm e 75 Nm. A temperatura da parede medida experimentalmente variou entre 95 ºC

e 110 ºC, as variações foram principalmente devido a limitações do banco de provas

utilizado no experimento, que não permitia um controle preciso da temperatura da

78

água. Para essa tese com base no experimento anterior de MELO (2007) e com base

na experiência da empresa AVL em projetos de motores, foi fixada a temperatura da

parede da câmara de combustão do motor em 120 ºC. A escolha dessa temperatura

também considerou que o torque e rotação máximos usados nessa tese foram

respectivamente de 105 Nm e 4500 rpm, mais elevados portanto do que os usados no

trabalho de MELO (2007). Cabe ressaltar que a temperatura da água do motor foi

mantida constante em 90 ºC ± 2 ºC.

Para esse trabalho foi selecionado no programa BOOST, o modelo de Woschni

para cálculo do coeficiente de transferência de calor por convecção para as paredes da

câmara de combustão do cilindro, ou seja, cabeçote, pistão e paredes laterais do

cilindro. Para o cálculo do calor perdido pelas paredes (Qp) foi usada a equação de

resfriamento de Newton, conforme mostrado na Eq. 3.24 (HEYWOOD, 1988; MELO,

2007; CARVALHO, 2011b).

( )pcWoschniip TThAQ −⋅⋅= (3.24)

onde:

Qp é o calor perdido pelas paredes;

Ai é a área da câmara de combustão em contato com o gás;

Tc é a temperatura média do gás no interior o cilindro;

Tp é a temperatura da parede.

O coeficiente de transferência de calor (hWoschni) pode ser calculado, segundo

WOSCHNI (1967), pela Eq. 3.25:

8,0g

53,0c

8,0c

2,0Woschni vTPD013,0h −−= (3.25)

Por sua vez, vg (velocidade do gás na entrada da válvula) é calculado pela Eq.

3.26:

)VP/(TV)PP(00324,0v28,2v 111d0cpg −+= (3.26)

onde:

D é o diâmetro do cilindro;

P0 é a pressão no interior da câmara na compressão sem ocorrência de combustão;

79

Vd é o volume deslocado;

T1, P1 e V1 são a temperatura, pressão e volume no ângulo de fechamento da válvula

de admissão.

Como uma evolução do trabalho de MELO (2007), nessa tese de doutorado

foram considerados os processos de troca de calor nas válvulas de admissão e de

descarga. Essas trocas de calor são significativas devido aos elevados valores de

coeficiente de transferência de calor e de temperatura nas regiões próximas das

válvulas, incluindo a sede.

Como a transferência de calor durante a troca de gases influencia muito a

eficiência volumétrica do motor, principalmente para baixas rotações e baseado em

resultados de experimentos realizados pela Universidade de Graz, Áustria e pelos

trabalhos de WIMMER et al. (2000) e SCHUBERT et al. (2005), a AVL propôs

modificação na equação de Woschni criando um novo cálculo para o coeficiente de

transferência de calor (hAVL). Esse novo cálculo considera o fluxo de calor adicional

provocado pela velocidade de escoamento através das válvulas. Dessa forma, durante

a troca de gases o coeficiente de transferência de calor (hAVL) será calculado pela Eq.

3.27.

80.

g

2in

40.53

c0.8

c0.2

AVL vD

dcTP0.013Dh

= −− (3.27)

onde:

Pc e Tc são a pressão e a temperatura do gás no interior do cilindro;

c4 é uma constante igual a 14.0;

D é o diâmetro interno do cilindro;

din é o diâmetro interno da tubulação conectada à válvula de admissão;

vg é a velocidade do gás na entrada da válvula.

3.2.1.5. Modelo de Combustão Adotado

O tempo necessário para a combustão depende da velocidade de frente de

chama, que pode variar de acordo com o tipo de motor, condição operacional e tipo de

combustível. Dependendo do tipo de combustível, podem existir diferentes valores de

80

razão ar-combustível, tempos de avanço de ignição e de duração da combustão

(BAÊTA, 2006). Um aspecto fundamental para a modelagem de motores é a descrição

da taxa com que a massa de mistura ar-combustível, admitida no cilindro do motor, é

consumida na reação de combustão. Esta formulação é importante, pois calcula a taxa

de fornecimento de energia ao sistema, com influência direta nos valores de pressão e

temperatura no interior da câmara. Ela também altera a eficiência térmica, pois afeta o

trabalho realizado e as trocas térmicas pela parede do cilindro (ALLA, 2002).

Para esse trabalho foi selecionado o modelo de combustão do BOOST que usa

uma taxa de liberação de calor pré-definida. Essa taxa de liberação de calor é

calculada pela equação de Wiebe (HEYWOOD, 1988), que apesar de requerer dados

experimentais da combustão para seu ajuste, encontra aplicação atualmente na

modelagem termodinâmica ou quasi-dimencional da combustão. A equação de Wiebe

também pode ser aplicada para diferentes combustíveis, incluindo a gasolina

(HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1980; LINDSTROM et al., 2005) ou em motores

FLEX com o uso de etanol e de gasolina (BAÊTA, 2006; MELO, 2007). Foi verificado

entretanto, que não existem muitos trabalhos sobre o comportamento dessa equação

para diferentes teores de etanol misturados a gasolina.

A Eq. 3.28 mostra a expressão da equação de Wiebe de uma zona, em que a

fração de massa de combustível queimado (MFB) é calculada em função do ângulo do

eixo do virabrequim (θ). Cabe observar que o termo x(θ) normalmente usado foi

substituído por MFB (θ) e que a equação original de Wiebe foi multiplicada por 100,

para que o valor de MFB (θ) fique em percentual.

( ) 100∆θ

θθaexp1θMFB

1mi ×

−−−=

+ (3.28)

Os parâmetros a e m da Eq. 3.28 são ajustados de forma a permitir que a

equação de Wiebe possa ser aplicada para diferentes geometrias do motor (formatos e

configurações de câmaras de combustão), combustíveis diversos que podem ter

diferentes evoluções de propagação de frente de chama, diferentes posições de vela

de ignição, entre outros (HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1980; HEYWOOD,

1988; CATON, 2000a).

A partir da Equação de Wiebe (Eq. 3.28), pode ser construída a curva de

combustão de Wiebe, conforme apresentado no trabalho de HEYWOOD et al. (1979),

mostrada na Fig. 3.19.

81

Figura 3.19 –MFB(θ) em função de θ com detalhes dos ângulos de combustão.

onde:

θs é o ângulo de liberação de centelha;

θi é o ângulo de início de liberação de energia;

∆θid é o atraso de liberação de energia ou atraso de combustão segundo nomenclatura

adotada por HEYWOOD et al. (1979);

∆θ*id é o atraso experimental de combustão;

∆θ*b é a duração experimental de combustão utilizada por HEYWOOD et al. (1979),

calculada como o intervalo entre os ângulos de 10% e 90% de MFB;

∆θ é a duração total da curva de combustão de Wiebe.

Para uso como dado de entrada do programa de simulação BOOST, é

necessário se fornecer os ângulos de início de liberação de energia (θi) e o intervalo

total em graus de duração da curva de 0% até 100% (∆θ). Experimentalmente esses

ângulos são determinados respectivamente como 1% e intervalo 1%-99% de fração de

massa de combustível queimado (MFB). A curva de MFB experimental é calculada a

partir da curva de pressão do cilindro, conforme explicado no Cap. 3.

O modelo de combustão do BOOST selecionado para esse trabalho foi o

modelo de Wiebe de duas zonas. Nesse modelo é acrescentada uma divisão entre

gases queimados e não queimados na câmara de combustão, possibilitando o cálculo

das emissões de poluentes, o que não foi feito no trabalho de MELO (2007).

O modelo Wiebe de duas zonas usa a mesma equação de fração de massa de

combustível queimado (MFB) do modelo Wiebe de uma zona (Eq. 3.28). Embora a

82

pressão seja a mesma, a temperatura é diferente para os gases queimados e não

queimados. Nesse modelo, o balanço de energia (1a lei da termodinâmica), como

mostrado anteriormente na Eq. 3.17, é aplicado separadamente para os gases

queimados e não queimados conforme as Eqs. 3.29 e 3.30, respectivamente.

θθθθθθ d

dmh -

d

dmh

d

dQ-

d

dQ

d

dV-Pc

d

udm BBqBBq

qq

pqcombqqq ++= ∑ (3.29)

θθθθθθ d

dmh -

d

dmh

d

dQ-

d

dQ

d

dV-Pc

d

udm BBnqBBnq

nqnq

pqpnqnqnqnq −−= ∑∑ (3.30)

Os termos usados nas Eqs. 3.29 e 3.30 foram definidos previamente na Eq.

3.17, sendo acrescido o subíndice q para a zona de gases queimados e nq para a zona

de gases não queimados.

O termo θd

.dmh nqnq considera o fluxo de entalpia da zona de gases não

queimados para a zona de gases queimados devido à conversão de uma carga nova

de mistura ar-combustivel em produtos da combustão. Como aproximação, o modelo

Wiebe de 2 zonas despreza o fluxo de calor entre as duas zonas. Ele também

considera que a soma das taxas de variação de volume de cada uma das zonas é igual

à taxa de variação do volume do cilindro e que a cada instante a soma do volume da

zona de gás queimado, com o volume da zona de gás não queimado é igual ao volume

do cilindro, como mostrado nas Eqs. 3.31 e 3.32.

θθθ d

dV

d

dV

d

dV nqq =+ (3.31)

VVV nqq =+ (3.32)

3.2.1.6. Modelos de Emissões

Atualmente um dos maiores desafios na área de modelagem de motores é a

simulação das emissões de poluentes. Apesar de vários mecanismos de reação de

cinética química serem de conhecimento da comunidade científica há bastante tempo,

estes foram desenvolvidos para combustíveis simples e para misturas com poucos

monocomponentes. Dessa forma, a sua aplicação em motores e combustíveis reais

83

apresenta limitações (MACHADO et al., 2011). Não existem ainda mecanismos

cinéticos de reação para combustíveis comerciais complexos como a gasolina, que

pode possuir mais de 400 monocomponentes, sendo importante o estudo de misturas

de poucos componentes que representem bem o comportamento da gasolina

comercial no motor para futuros estudos de cinética química (MACHADO et al., 2011).

O programa BOOST permite a simulação de emissões de poluentes (HC, CO,

NOx) com o uso do modelo de combustão de Wiebe de duas zonas selecionado para

esse trabalho e com o uso de equações de cinética química específicas para os

poluentes.

A equação de queima ideal de um combustível a base de hidrocarbonetos pode

ser encontrada em HEYWOOD (1988) conforme mostrado na Eq. 3.33.

( ) 22222mn N4m

n3,76OH2m

nCON 3,76O4m

n HC

+++→+

++ (3.33)

Como os combustíveis utilizados nesse trabalho, gasolina E25 (com 25% v/v de

etanol anidro) e etanol hidratado, contem oxigênio, a equação de combustão completa

para combustíveis nacionais pode ser escrita como apresentado por MELO (2007) (Eq.

3.34).

22222pmn N2p

-4m

n3,76 0H2m

nCO ]3,76N (O2p

-4m

n OHC

+++→+

++

(3.34)

Na combustão real, ocorre a formação de diversos poluentes, incluindo NOx,

CO, aldeídos, entre outros. Os hidrocarbonetos são gerados de diferentes formas, por

exemplo, por falha de ignição, deposição na parede do cilindro e em pequenas

cavidades da câmara de combustão, entre outras. A seguir são descritos de forma

resumida os mecanismos de formação de NOx, CO e HC, bem como são mostradas as

principais equações implantadas no BOOST para essa simulação.

3.2.1.6.1. Formação de Óxidos de Nitrogênio

O poluente normalmente designado como óxidos de nitrogênio (NOx) é

calculado pela soma das emissões de óxido nítrico (NO) com o dióxido de nitrogênio

(NO2). Dentro de um motor a combustão por centelha a principal fonte para as

emissões de NOx é o poluente NO. O nitrogênio presente no ar de admissão do motor,

quando submetido a temperaturas elevadas, se oxida em NO, sendo a principal reação

84

de formação de NO. O mecanismo de formação de NO a partir da oxidação do

nitrogênio do ar foi bastante estudado, sendo as principais reações conhecidas como

mecanismo estendido de Zeldovich conforme apresentado nas Eqs. 3.35, 3.36 e 3.37

(HEYWOOD, 1988).

(3.35)

(3.36)

(3.37)

onde o grupo de variáveis k+

1, k+

2 e k+

3 e o grupo k-1, k

-2 e k

-3 são, respectivamente,

as constantes das taxas de avanço e de retorno das reações químicas.

Após manuseios, a equação de taxa de formação de NO ao longo do tempo

(d[NO]/dt) pode ser escrita como mostrado na Eq. 3.38 (HEYWOOD, 1988; SODRÉ,

2000; RAGGI, 2005).

( ) R3R21R

[NO]]NO[

1

][NO][NO]

-[12R

dtd[NO]

eq

2

eq1

+×

+

×

= (3.38)

onde o subscrito “eq” denota condição de equilíbrio químico e os colchetes ([ ]) se

referem a concentração em moles por centímetro cúbico dos componentes. R1, R2 e

R3 são calculados respectivamente pelas Eqs. 3.39, 3.40 e 3.41 (HEYWOOD, 1988;

RAGGI, 2005).

[ ] [ ]eqeq NOkR 211 ××= + (3.39)

[ ] [ ]eqeq ONOkR ××= −22 (3.40)

[ ] [ ]eqeq HNOkR ××= −33 (3.41)

85

As constantes de reação (k1+, k2

- e k3

-) do mecanismo estendido de Zeldovich

são conhecidas e podem ser encontradas na literatura. A Tab. 3.8 apresenta as

equações de cálculo dessas constantes e a faixa de validade de temperatura conforme

publicado por HEYWOOD (1988), SODRÉ (2000) e RAGGI (2005).

Tabela 3.8 – Cálculos das constantes de reação de mecanismo de formação de NO em

cm3 /mols com faixas de temperatura (T).

Cálculos das constantes de reação T(K)

k1+ = 7,6 x 1013 exp [-3800/T] 2000-5000

k2- = 1,5 x 109 exp [-19500/T] 1000-3000

k3- = 2,0 x 1014 exp [-23650/T] 2200-4500

A Tab. 3.9 apresenta os valores típicos para R1 e para razões de R1, R2 e R3

em função de diferentes razões de equivalência (Φ) conforme publicado por

HEYWOOD (1988).

Tabela 3.9 – Valores típicos para R1 e razões de R1, R2 e R3 em função da razão de

equivalência (Φ).

Φ R1 R1/R2 R1/(R2+R3)

0,8 5,8x10-5 1,2 0,33

1,0 2,8x10-5 2,5 0,26

1,2 7,6x10-5 9,1 0,14

O modelo utilizado pelo programa AVL BOOST foi baseado no modelo de

formação de NO desenvolvido por PATTAS et al. (1973). Esse modelo utiliza, além das

3 equações do mecanismo estendido de Zeldovich mencionado anteriormente

(HEYWOOD, 1988), três equações de reação adicionais que consideram a formação e

degeneração do componente N2O. O conjunto das 6 equações utilizadas pelo

programa BOOST para cálculo da formação de NO é mostrado nas Eqs. 3.42, 3.43,

3.44, 3.45, 3.46 e 3.47:

N NON O

4k

2 + →+ (3.42)

86

O NOO N

5k

2 + →+ (3.43)

H NOOHN

6k

+ →+ (3.44)

N NOO ON

7k

2 + →+ (3.45)

NO NON O

8k

22 + →+ (3.46)

H ONN OH 2

9

k

2 + →+ (3.47)

As taxas de reação ki (i variando de 4 a 9) mostradas na equação (4.28 a 4.33)

são calculadas segundo a Eq. 3.48:

××=T

T- exp T k k Aiai

0ii (3.48)

onde:

T é a temperatura do gás;

k0i é uma constante de taxa de reação;

ai é uma constante adimensional;

TAi é uma constante em Kelvin;

“i” é indexador que varia de 4 a 9 de acordo com a reação.

Os valores de k0i, ai e Tai para o indicador i variando de 4 a 9 são mostrados na Tab.

3.10.

87

Tabela 3.10 – Valores de k0i, ai e TAi (i de 4 a 9) usados na Eq. 3.48.

i k0i [cm3/mols] ai [-] TAi [K]

4 4,93x1013 0,0472 38048,01

5 1,48x1008 1,5 2859,01

6 4,22x1013 0,0 0,0

7 4,58x1013 0,0 12130,6

8 2,25x1010 0,825 50569,7

9 9,14x1007 1,148 36190,66

As taxas de reação R4 até R9 (i = 4 a 9) são calculadas pelas Eqs. 3.49 a 3.54

(PATTAS et al., 1973).

[ ] [ ]24kR4 NO ××= (3.49)

[ ] [ ]255 ONkR ××= (3.50)

[ ] [ ]OHNkR ××= 66 (3.51)

[ ] [ ]OONkR ××= 277 (3.52)

[ ] [ ]2288 NOkR ××= (3.53)

[ ] [ ]299 NOHkR ××= (3.54)

Nas Eqs. 3.49 a 3.54, as taxas de reação (Ri) têm unidades em mol/cm³s e as

concentrações dos componentes entre colchetes são em base molar em condições de

equilíbrio químico.

A taxa final de produção/destruição de NO em função do tempo é calculada

pela Eq. 3.55. As variáveis ε, AK2 e AK4 são calculadas pelas Eqs. 3.56 a 3.58:

88

2

7

1

42

AK

R×

AK×ε + 1

R )ε-(1×2,0×NO_MULT×NO_POST =

dtd[NO]

(3.55)

NO_POST1

[NO][NO]

eq×=ε (3.56)

65

41 R+R

R = AK (3.57)

98

72 R+R

R = AK (3.58)

As constantes NO_POST e NO_MULT são parâmetros do programa BOOST

para ajustar a concentração do NOx durante a simulação, sendo que a variável

NO_MULT atua na taxa de formação. A variável NO_POST atua tanto na taxa de

formação quanto no mecanismo de pós-oxidação do NO, ou seja, no NO formado ou

degradado na fase de expansão e exaustão do cilindro.

Apesar do modelo de NO do programa BOOST levar em conta a taxa de

formação de N2O, para motores com ignição por centelha esses valores são muito

pequenos. Dessa forma os valores calculados pelo BOOST se aproximam dos valores

de emissões de NO calculados pelo mecanismo estendido de Zeldovich.

3.2.1.6.2. Formação de Monóxido de Carbono (CO)

A formação de monóxido de carbono (CO) em motores de combustão por

centelha está associada primeiramente ao valor de razão ar-combustível usada. Uma

mistura rica (com excesso de combustível) produz um aumento da concentração de

CO devido à redução da oferta de oxigênio na câmara de combustão, em comparação

com o uso de uma mistura estequiométrica ou pobre.

Segundo HEYWOOD (1988) os níveis de emissões de CO observados nos

gases de exaustão são menores do que os valores máximos medidos dentro da

câmara de combustão. Dentro dos mecanismos de combustão dos hidrocarbonetos, a

formação de CO representa uma das principais reações de cinética química que

89

ocorrem no motor. Segundo HEYWOOD (1988) o processo de formação de CO pode

ser descrito de forma resumida pela Eq. 3.59.

CORCORCHORORRH →→→→→ 2 (3.59)

onde R representa um radical de hidrocarboneto.

O CO formado pelo mecanismo de combustão mostrado na Eq. 3.59 é oxidado

para CO2, entretanto com uma menor taxa de transformação, em relação ao valor da

taxa de sua geração (HEYWOOD, 1988). O mecanismo de cinética química de

formação do CO usado no programa BOOST foi baseado no trabalho feito por

ONORATI et al. (2001). Esse mecanismo também pode ser encontrado no trabalho

feito por RAGGI (2005), conforme mostrado nas Eqs. 3.60 e 3.61.

(3.60)

(3.61)

onde k10+ e k11

+ são constantes das taxas de avanço e k10

- e k11

- são constantes das

taxas de retorno da reação respectivamente.

Segundo ONORATI et al (2001) e RAGGI (2005) se os gases O, O2, , OH, H e

CO2 estão no equilíbrio químico, a taxa de formação de CO ao longo do tempo pode

ser calculada pela Eq. 3.62:

+=

eq1110 [CO]

[CO]-1)R(R

dtd[CO]

(3.62)

onde os termos em colchetes representam a concentração molar do gás e a sigla “eq”

se refere a condição de equilíbrio químico.

Os termos R10 e R11 são calculados pelas Eqs. 3.63 e 3.64 (ONORATI et al.,

2001; RAGGI, 2005)

[ ] [ ]eqeq OHCOkR ××= +1010 (3.63)

[ ] [ ]eqeq OCOkR 21111 ××= − (3.64)

onde os termos k10+ e k11

- são calculados pelas Equações 3.65 e 3.66.

90

]1102/exp[1076,6 1010 Tk ××=+ (3.65)

]/2405exp[105,2 1211 Tk −××=− (3.66)

onde T é a temperatura do gás.

Para permitir ajustes na concentração final de CO, foi adicionado no programa

BOOST o fator de ajuste CO_MULT na Eq. 3.62, como mostrado na Eq. 3.67:

)[CO][CO]

-)(1R(R CO_MULT dt

d[CO]

qe111 += 0 (3.67)

3.2.1.6.3 Formação de Hidrocarbonetos

A formação de hidrocarbonetos não queimados em um motor com ignição por

centelha tem diferentes origens. É possível, entretanto, se propor um modelo

simplificado que consiga mostrar as tendências de formação de hidrocarbonetos como

função de parâmetros de funcionamento do motor.

As principais fontes relacionadas à emissão de hidrocarbonetos são

(HEYWOOD,1988; AVL, 2011):

(i) Fração de combustível entra em pequenas cavidades da câmara de combustão e

não queima, uma vez que a chama se resfria na entrada da fenda;

(ii) Vapor de combustível é absorvido pelo óleo e se deposita na parede do cilindro

durante a admissão e compressão;

(iii) Camadas finas de combustível permanecem na câmara de combustão uma vez

que a chama termina antes de chegar às paredes;

(iv) Queima parcial ocasional ou uma completa falha de ignição;

(v) Vazão direta de vapor de combustível no sistema de exaustão durante a

sobreposição de válvulas.

As duas primeiras fontes são consideradas as mais importantes e precisam ser

consideradas no modelo termodinâmico. Camadas finas na parede e o efeito de

queima parcial são mecanismos de formação de hidrocarbonetos que podem ser

estimados com o uso de correlação semi-empíricas ajustáveis.

A seguir são descritos os detalhes de formação e estequiometria de cálculo para

os hidrocarbonetos em cavidades, hidrocarbonetos absorvidos e liberados do óleo

91

lubrificante, efeitos da queima parcial e mecanismos de pós-oxidação dos

hidrocarbonetos.

(a) Formação de hidrocarbonetos em cavidades

Existem cavidades na câmara de combustão em que a chama não pode se

propagar devido à baixa temperatura destas regiões e ao calor transferido para as

paredes. As principais regiões deste tipo são aquelas formadas pelos aneis de

segmento, a parede do cilindro e também os volumes da parte superior da câmara de

combustão.

Durante a compressão uma mistura não queimada é forçada a entrar nessas

cavidades, que possuem uma elevada relação superfície/volume e que recebe

resfriamento trocando calor com as paredes. Durante a compressão, a pressão

continua a subir e força outra mistura não queimada a seguir na direção dessas

cavidades.

O modelo assume que a pressão no cilindro é a mesma das cavidades, que os

volumes das cavidades são totalmente preenchidos pelo combustível não queimado e

que a temperatura do pistão é a mesma desses volumes. A massa das cavidades

(mcavidade) pode ser descrita pela Eq. 3.68:

pistão

cavidadeccavidade

TR

MVPm

⋅⋅⋅

= (3.68)

onde:

Vcavidade é o volume total das cavidades;

M é a massa molecular do combustível não queimado;

Pc é a pressão do cilindro, a mesma pressão das cavidades;

R é a constante universal dos gases ideais;

Tpistão é a temperatura do pistão.

O software BOOST calcula o acúmulo da massa de hidrocarbonetos nas

cavidades e reporta como emissão de hidrocarbonetos (HC) não queimado. Cabe

ressaltar que essa massa é liberada a cada final de combustão. Para esse trabalho, o

volume da cavidade entre o pistão e o cilindro foi calculado pelo CENPES, usando os

valores experimentais dos diâmetros do pistão e do cilindro (diferença de áreas), além

da altura medida entre o topo do pistão e o primeiro anel de segmento, e foram

inseridas no programa BOOST.

92

(b) Mecanismo de Absorção/Liberação de Hidrocarbonetos

A presença de óleo lubrificante no combustível ou nas paredes da câmara de

combustão é uma das principais fontes para a formação de hidrocarbonetos. Durante a

compressão, a pressão de vapor de combustível aumenta devido a lei de Henry (VAN

WYLEN et al., 1995) e ocorre absorção de HC no óleo lubrificante, mesmo em

situações em que o óleo foi saturado na admissão.

Durante a combustão, a concentração de vapor nos gases queimados vai a

zero. Nesse momento o vapor de combustível absorvido no óleo lubrificante é liberado

do óleo líquido para os gases queimados. A solubilidade do combustível é diretamente

proporcional ao peso molecular. Como conseqüência, para combustíveis gasosos

(metano e propano), que possuem baixo peso molecular, o efeito de absorção não é

sentido de forma significativa.

As principais simplificações adotadas nesse modelo são:

(i) O filme de óleo possui a mesma temperatura da parede do cilindro;

(ii) O combustível é constituído por uma espécie única de hidrocarbonetos,

completamente vaporizado na mistura fresca;

(iii) O óleo lubrificante possui característica similar ao óleo lubrificante SAE 5W20;

(iv) A película do óleo é fina sendo considerada apenas a difusão no eixo perpendicular

a mesma.

(c) Efeito da queima parcial

Os efeitos de resfriamento de camada e de queimas parciais podem ser

fisicamente descritos numa possível correlação semi-empírica proposta por LAVOIE et

al. (1980). Nesse trabalho, a fração de carga não queimada remanescente no cilindro

(FCnq) é calculada aplicando uma equação que a relaciona com parâmetros da taxa

global de queima, conforme mostrado nas Eqs. 3.69 a 3.71.

−−

=10%MFB90%MFB

90%MFBAVEnq θθ

θθ - exp x C1 x HC_PARTIAL FC (3.69)

( ) 1<Φ22/1Φ+0032,0=1C → (3.70)

( )( ) 1>Φ1,1×1Φ+0032,0=1C 4 → (3.71)

93

onde:

HC_PARTIAL é o parâmetro de ajuste do software BOOST para a formação de

hidrocarbonetos pela queima parcial;

Φ é a razão de equivalência;

θAVE é o ângulo de abertura da válvula de exaustão;

θ10%MFB é o ângulo de 10% de MFB;

θ90%MFB é o ângulo de 90% de MFB.

(d) Mecanismo de pós-oxidação de hidrocarbonetos.

Todos os hidrocarbonetos liberados nos gases queimados são submetidos a um

complexo mecanismo de oxidação devido à presença de altas temperaturas na

câmara. Uma aproximação simplificada para calcular esse processo foi proposta por

LAVOIE et al. (1980), usando a equação de Arrhenius que considera uma lenta

oxidação. A taxa dos hidrocarbonetos que se degradam no mecanismo de pós-

oxidação

dtd[HC]

é calculada pela Eq. 3.72.

[ ] [ ] [ ]

−××××××= T

18790expHCO2107,7HC_POSTHC_MULT-

dtHCd 12 (3.72)

onde:

as chaves “[ ]” representam a concentração molar de O2 e HC;

HC_MULT é o fator de ajuste multiplicador do mecanismo de pós-oxidação;

HC_POST é o fator de escala do mecanismo de pós-oxidação;

T é a temperatura.

O fator de ajuste HC_POST atua no sentido de reduzir as emissões de HC,

corrigindo assim os valores que costumam ser superestimados pelo cálculo da

emissão das cavidades e de outros mecanismos de formação.

3.2.2. Dados de Entrada do Programa de Simulação

3.2.2.1. Motor

O primeiro passo para a modelagem do motor é a elaboração de um desenho

esquemático do mesmo usando elementos disponíveis no programa de simulação

94

BOOST, tais como cilindro, tubos e tubulações, junções, pontos de medição, borboleta

de aceleração e superfície de controle. No Apêndice IV é apresentada uma cópia da

tela do BOOST com o desenho desenvolvido para o motor FIAT utilizado, onde cada

elemento do modelo teve o respectivo valor dimensional preenchido. As informações

referentes à geometria do cilindro foram disponibilizadas pela FIAT e foram mostradas

na Tab. 3.4. A medição das dimensões das tubulações de admissão e descarga do

motor foi feita por técnicos do CENPES, sendo os valores alimentados diretamente no

programa. Houve a necessidade de contratação da empresa AVL para a medição em

bancada de vazão do coeficiente de descarga das válvulas de admissão e de exaustão

uma vez que esses dados não foram disponibilizados pela FIAT. Esses valores podem

ser encontrados no Apêndice IV.

Para obtenção dos valores precisos de posicionamento das válvulas de

admissão e de exaustão em função do ângulo do eixo do virabrequim, foi desenvolvido

por técnicos do CENPES um procedimento usando equipamento de alinhamento a

laser. O procedimento e os valores encontrados para o posicionamento das válvulas

estão disponíveis no Apêndice IV. O programa BOOST considera como ângulo de

abertura da válvula de admissão e de fechamento da válvula de escapamento quando

o curso de válvula está na posição cerca de 0,5 mm em relação à sede da válvula. As

equações de transferência de calor do programa requerem informações adicionais de

dimensionamento do motor. Na Tab. 3.11 são apresentadas as medições adicionais do

motor feitas por técnicos do CENPES.

Tabela 3.11 – Informações adicionais de geometria do cilindro do motor FIAT usado.

Área de superfície do pistão 4245 mm2

Área de superfície do cabeçote 5066 mm2

Área do cilindro com o pistão no PMS (Ponto Morto Superior) 68 mm2

Diâmetro interno da sede da válvula de admissão 31,3 mm

Diâmetro interno da sede da válvula de exaustão 24,2 mm

Folga das Válvulas 0,5 mm

95

3.2.2.2. Seleção da Curva de Pressão para a Simula ção

Conforme mencionado no Cap. 3 para cada condição de operação do ensaio

(torque, rotação e combustível) foram feitas aquisições de 300 curvas de pressão do

cilindro do motor. Para que sejam obtidos os dados de entrada para uso no programa

de simulação, é necessário um critério de escolha de uma curva de pressão que

represente cada condição de operação do motor. Foi adotada a metodologia publicada

por HEYWOOD et al., (1979) e usada por MELO (2007), onde deve ser escolhida uma

curva de pressão que tenha o valor máximo próximo à média dos valores de pressão

máxima das 300 curvas de pressão adquiridas. Também deve ser observado se o

valor do IMEP da curva escolhida está próximo do valor da média do IMEP das 300

curvas adquiridas.

3.2.2.3. Combustível, Razão Ar-Combustível e Equaç ão de Wiebe.

Conforme mencionado anteriormente no Cap. 3, como a rotação 3875 rpm foi

selecionada para estudos detalhados da combustão, ela também foi escolhida para

simulação computacional nos torques de 60 Nm e 105 Nm. O programa de simulação

BOOST permite que seja criado um combustível a partir de uma mistura de

combustíveis ou de componentes pré-definidos pelo programa. Dessa forma os

combustíveis usados no trabalho foram inseridos no BOOST como sendo uma mistura

de gasolina, etanol anidro e água, usando os respectivos percentuais em volume das

Tabs. 3.12 e 3.13.

Outros parâmetros dos combustíveis foram inseridos também no programa, tais

como o poder calorífico inferior (PCI) e a massa especifica, a partir dos dados de

análise de combustíveis conforme mostrado no Cap 3. Os valores da razão ar-

combustível (A/C) para os diferentes combustíveis foram inseridos no programa,

conforme dados das Tabs. 3.12 e 3.13. A partir da curva de pressão experimental

selecionada para a simulação (item 3.2.2.2.), foi calculado pelo equipamento

Indimodul, uma curva de fração de massa de combustível queimado (MFB) em função

do ângulo do eixo de virabrequim, conforme procedimento descrito no Cap. 3. A partir

dessa curva foram obtidos os ângulos de 1% e o intervalo de 1% a 99% de MFB, para

servirem de parâmetro de entrada de início e fim da equação de Wiebe usada na

simulação. Esses valores são mostrados nas Tabs. 3.12 e 3.13.

Para as condições de operação 60 Nm/3875 rpm e 105 Nm/3875 rpm, foram

inseridos no BOOST os dados de entrada mostrados nas Tabs. 3.12 e 3.13,

respectivamente. Com os dados experimentais desse trabalho, foi verificado que os

96

valores de ângulos de MFB (1%MFB e 1%-99%MFB) das Tabs. 3.12 e 3.13

apresentaram um desvio padrão máximo de ± 1º.

Tabela 3.12 – Dados de entrada experimentais para simulação 60 Nm x 3875 rpm.

Combustível Gasolina (%v/v)

Etanol (%v/v)

H2O (%v/v) A/C ([-])

1% MFB ((°) PMS)

(1%-99%) MFB ((°) PMS)

H0 75,0 25,0 0,0 12,68 -3 49

H30 52,5 46,3 1,2 11,13 -9 48

H50 37,5 60,3 2,2 10,32 -14 54

H80 15,0 81,6 3,4 9,35 -15 55

H100 0,0 95,7 4,3 8,82 -13 56

Tabela 3.13 – Dados de entrada experimental para simulação 105 Nm x 3875 rpm.

Combustível Gasolina (%v/v)

Etanol (%v/v)

H2O (%v/v)

A/C ([-])

1% MFB ((°) PMS)

(1%-99%) MFB ((°) PMS)

H0 75,0 25,0 0,0 11,41 -6 48

H30 52,5 46,3 1,2 10,01 -8 51

H50 37,5 60,3 2,2 9,29 -12 53

H80 15,0 81,6 3,4 8,42 -13 54

H100 0,0 95,7 4,3 7,94 -14 56

Nas Tabs. 3.12 e 3.13, os percentuais volumétricos de gasolina pura, etanol

anidro e água (H2O) foram calculados com o uso da informação da massa específica

dos combustíveis, sendo 732,3 kg/m³ para a gasolina pura e 790 kg/m³ para o etanol

anidro. Pode ser observado que o combustível H30 apresenta cerca de 46% de etanol

na sua composição.

97

CAPÍTULO 4

RESULTADOS E DISCUSSÃO

4.1. Resultados dos Ensaios Experimentais

4.1.1. Aspectos Gerais

O Apêndice III apresenta os dados da média e desvio padrão de todas as

variáveis lidas durante os ensaios em bancos de prova. Durante a aquisição de sinais

em todos os pontos ensaiados, tanto para a rotação, quanto para o torque foram

observados valores baixos de incerteza tipo A, também chamada de erro padrão

(desvio padrão dividido pela raiz quadrada do número de repetições). Esse baixo valor

de incerteza de medição tipo A garante a confiabilidade dos dados e pode ser

explicado pelos seguintes fatores: antes da leitura dos sinais era aguardada a

estabilização do ponto de operação; elevada precisão do sistema de automação usado

e grande quantidade de pontos adquiridos durante 60 segundos.

O controle da central eletrônica MoTeC foi capaz de manter o valor de lambda

com precisão de ± 1% para todos os pontos de operação desse trabalho. A presença

de detonação foi observada em alguns pontos de operação principalmente quando do

uso da gasolina comum E25 (H0). Nesses casos, o avanço foi limitado pelo limite

inferior de ocorrência de detonação (LDI) e não pelo máximo torque (MBT). Em

veículos comerciais, há um sensor de detonação no bloco do motor. A central

eletrônica do motor, quando em presença de detonação, reduz o avanço de ignição e

inclui uma margem de segurança pré-programada, definida por cada montadora.

Quando da adição de etanol, devido ao aumento de octanagem proporcionado por

esse combustível, na maioria dos casos, o avanço foi limitado ao ponto de máximo

torque (MBT) sem a ocorrência de detonação. As barras de erro apresentadas nos

gráficos dos resultados experimentais correspondem ao intervalo de confiança para

95% de nível de confiança.

98

4.1.2. Resultados de Combustão

4.1.2.1. Resultados de Avanço de Ignição e de Curv a de Pressão

As Figs. 4.1 e 4.2 apresentam os dados de avanço de ignição e de pressão

máxima do cilindro, para condições de torque de 60 Nm para diferentes percentuais de

etanol hidratado. Cabe notar que o avanço de ignição foi fixado pela central eletrônica

MoTeC não havendo portanto a barra de intervalo de confiança dos valores.

60 Nm

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 30 50 80 100


Ava

nço

(°)

1500

2250

3875

Figura 4.1 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.

2,42,62,83,03,23,43,63,84,04,24,44,64,8

0 30 50 80 100Etanol Hidratado (%)

Pre

ssão

Máx

ima

(MP

a)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.2 – Valores de pressão máxima do cilindro em função do teor de etanol

hidratado.

99

Das Figs. 4.1 e 4.2 pode ser verificado que, para a condição estequiométrica

(lambda 1, torque 60 Nm), existe uma tendência geral de manutenção da pressão

máxima do cilindro do motor com a adição do etanol, com exceção da rotação de 3875

rpm que apresentou um aumento da pressão com o aumento do teor de etanol. Isso foi

devido à ocorrência de detonação para os combustíveis H0 (E25) e H30, limitando o

valor de avanço (Fig. 4.1), não sendo possível a obtenção de torque máximo do ponto

de operação para esses combustíveis. A ocorrência de detonação com o uso da

gasolina em determinadas condições de operação também foi observada nos trabalhos

de TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007) e KOÇ et al. (2009).

As Figs. 4.3 e 4.4 apresentam os dados de avanço de ignição e de pressão

máxima do cilindro, para o torque 105 Nm e para diferentes teores de etanol hidratado.

105 Nm

0

5

10

15

20

25

30

35

0 30 50 80 100


Ava

nço

(o )

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

Figura 4.3 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.

100

4,64,85,05,25,45,65,86,06,26,46,66,8


Pre

ssão

Máx

ima

(MP

a)

2250 rpm3875 rpm4500 rpm

105 Nm

Figura 4.4 – Valores de pressão máxima em função do teor de etanol hidratado.

Para a condição de mistura rica (lambda 0.9, torque 105 Nm) existe a tendência

de aumento da pressão máxima no cilindro com a adição de etanol devido ao maior

número de octano do etanol o que permite maiores ângulos de avanço sem a

ocorrência de detonação (KOÇ et al., 2009). Como a rotação de 3875 rpm no torque de

60 Nm apresentou um comportamento diferente das demais, ela foi selecionada para

estudos em maiores detalhes, para ambos os torques. Foram incluídos dados de

fração de massa de combustível queimado (MFB) e sobre a duração de combustão,

que é definida como o intervalo do ângulo do eixo do virabrequim entre 10% e 90% do

valor de MFB, etapa em que a chama está plenamente desenvolvida segundo

definição de HEYWOOD (1988) .

As Tabs. 4.1 e 4.2 apresentam valores de avanço, ângulos de 10% e 90% de

MFB, além da duração da combustão para cada combustível nos torques de 60 Nm e

105 Nm, ambos na rotação de 3875 rpm. Os valores apresentados são referentes a

uma curva de pressão selecionada para representar respectivamente as curvas de

pressão adquiridas, sendo que cada combustível possui uma curva de pressão

representativa diferente. Para o cálculo do desvio padrão, foram utilizados como base

os valores das quatro repetições de leitura desses parâmetros durante a aquisição de

dados desses sinais. Os valores de desvio padrão encontrados para todos os

parâmetros foi cerca de 1o.

101

Tabela 4.1 – Avanço e duração da combustão - 3875 rpm, 60 Nm.

Combustível Avanço

(o APMS)

10% MFB

(o PMS)

90% MFB

(oPMS)

Duração da combustão (10%-90% MFB) (o)

H0 22 5 33 28

H30 28 -1 24 25

H50 32 -5 20 25

H80 33 -7 17 24

H100 34 -8 16 24 Nota: APMS: antes do ponto morto superior; PMS: ponto morto superior

Tabela 4.2 – Avanço e duração da combustão (º) - 3875 rpm, 105Nm.

Combustível Avanço

(oAPMS)

10% MFB

(o PMS)

90% MFB

(oPMS)

Duração da combustão (10%-90% MFB) (o)

H0 22 1 26 25

H30 24 -1 23 24

H50 28 -5 19 24

H80 29 -6 18 24

H100 30 -7 17 24 Nota: APMS: antes do ponto morto superior; PMS: ponto morto superior.

Das Tabs. 4.1 e 4.2 não foi verificada uma mudança significativa da duração de

combustão devido à adição de etanol, com exceção do combustível H0 no torque de 60

Nm. A limitação do avanço de ignição devido à ocorrência de detonação para essa

condição, promoveu uma combustão menos eficiente que proporcionou o aumento da

duração de combustão com o uso da gasolina (H0). O resultado está de acordo com o

trabalho de MELO et al. (2007).

Nas Figs. 4.5 e 4.6 são apresentadas as curvas de pressão no cilindro do motor

para o torque de 60 Nm e de 105 Nm, em função do ângulo do eixo do virabrequim. Foi

selecionado o trecho entre os ângulos de -30o e 45º para melhor visualização do efeito

da adição de etanol na curva de pressão.

102

3875 rpm x 60 Nm

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

-30 -15 0 15 30 45

ângulo do virabrequim (º)

Pre

ssão

no

Cili

ndro

(M

Pa)

H0H30H50H80H100


Nm.

3875 rpm x 105 Nm

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

-30 -15 0 15 30 45


Pre

ssão

no

Cili

ndro

(M

Pa)

H0

H30

H50H80

H100

Figura 4.6 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim -

3875 rpm, 105 Nm.

Das curvas de pressão apresentadas nas Figs. 4.5 e 4.6, pode ser visto que a adição

de etanol causou não somente o aumento em parte dos valores de curva de pressão

como também uma mudança no ângulo do eixo do virabrequim onde a pressão

máxima ocorre. Esse fato ocorreu porque o avanço aumentou com a adição de etanol,

conforme verificado anteriormente nos trabalhos de BAÊTA (2006) e MELO et al.

(2007).

103

4.1.2.2. Resultados de Variabilidade da Curva de P ressão

Para uma mesma condição de carga e rotação do motor existe uma grande

variação no valor de pressão máxima entre os ciclos do motor com ignição por

centelha. (HEYWOOD, 1988; STONE, 1999; BAÊTA, 2006; MELO, 2007)

Entre os principais fatores que contribuem para a variação dos valores de

pressão máxima nos ciclos de operação do motor, destacam-se (STONE, 1999):

• Não homogeneidade da mistura na câmara de combustão.

• Falhas de centelhamento da vela de ignição.

• Variação de turbulência dentro do cilindro.

Maiores detalhes sobre variabilidade da curva de pressão podem ser obtidos em

MELO (2007).

O coeficiente de variação (CoV) é calculado pela divisão da média pelo desvio

padrão da variável. A fim de melhor conhecer a influência da adição de etanol na

variabilidade da pressão máxima, foi calculado o valor de CoV da pressão máxima

(CoV Pmax) para cada combustível e cada condição de operação. As Figs. 4.7 e 4.8

apresentam os gráficos dos valores de CoV Pmax em função do etanol hidratado para

diferentes rotações e para os torques de 60 Nm e 105 Nm respectivamente.

0

5

10

15

20

0 30 50 80 100


CoV

Pm

ax

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.7 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 60 Nm.

104

0

5

10

15

20

0 30 50 80 100

Hydrous Ethanol (%)

CoV

Pm

ax

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.8 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 105 Nm.

Pode ser observado que para a condição de torque de 60 Nm e rotação de 3875

rpm, a adição de etanol provocou uma significativa redução no CoV Pmax até o

percentual de 50% de etanol hidratado. Isso foi devido principalmente ao aumento de

octanagem que reduziu variações da pressão máxima devido a questões relacionadas

à detonação quando do uso dos combustíveis H0 e H30. Para as rotações de 2250 e

1500 rpm não houve variações relevantes de CoV Pmax com a adição de etanol.

Com relação ao torque de 105 Nm, em todas as rotações houve a tendência de

redução significativa do coeficiente de variação da pressão máxima com a adição e

etanol. Isso pode ser atribuído ao fato do etanol hidratado ser uma substância

composta apenas por etanol e água, o que pode minimizar variações de combustão em

relação à gasolina, que pode possuir centenas de diferentes tipos de hidrocarbonetos

em sua composição.

A menor variabilidade da pressão máxima com a adição de etanol em relação à

gasolina também foi constatada anteriormente por CEVIZ (2004) para um motor com

ignição por centelha a gasolina e por MELO et al. (2007) para um motor FLEX

comercial. Entretanto, não foram encontrados dados publicados sobre o

comportamento do CoV da pressão máxima com o uso de diferentes misturas de

etanol e com condição de carga elevada (torque 105 Nm). Foram encontrados alguns

valores acima de 10% de CoV de pressão máxima, para a gasolina (H0) e para a

mistura H30 nas rotações de 3875 rpm (para ambos os torques) e de 4500 rpm (torque

de 105 Nm). Como o valor de CoV de IMEP para todos os pontos de operação e todos

os combustíveis foi inferior a 6%, não há comprometimento da dirigibilidade de um

veículo (MELO et al., 2007; BAÊTA, 2006).

105

4.1.2.3. Resultados Experimentais de Taxa de Calor Liberado e Fração de Massa

de Combustível Queimado (MFB)

Nas Figs. 4.9 e 4.10 são apresentadas as taxas de calor liberado para os

valores de torque de 60 Nm e de 105 Nm em função do ângulo do eixo do virabrequim

calculados pelo sistema AVL Indimodul conforme descrito no item 3.1.

3875 rpm x 60 Nm

0

1

2

3

4

5

-30 0 30ângulo do virabrequim (º)

Tax

a de

Cal

or L

iber

ado

(kJ/

m³.g

rau)

H0H30H50H80H100


60 Nm.

3875 rpm x 105 Nm

0

1

2

3

4

5

-30 -15 0 15 30 45


Tax

a de

Cal

or L

iber

ado

(kJ

/ m³.g

rau)

H0H30H50H80H100


105 Nm.

106

Pode ser visto nas Figs. 4.9 e 4.10, que o valor máximo da taxa de liberação de

calor é aumentado de forma significativa e o ponto de máximo é antecipado pela

presença do etanol. Cabe notar que as áreas correspondentes à geração de trabalho

negativo (antes do PMS) e positivo (depois do PMS) devem estar balanceadas

fornecendo valores de IMEP semelhantes, uma vez que a potência foi mantida

constante para os combustíveis testados (mesma condição de rotação e torque).

Nas Figs. 4.11 e 4.12 são mostrados os valores de fração de massa de

combustível queimado (MFB) para os torques de 60 e 105 Nm.

3875 rpm x 60 Nm

0,0

20,0

40,0

60,0

80,0

100,0

-30 -15 0 15 30 45

Ângulo do Virabrequim (º)

MF

B (

%)

H0

H30

H50

H80

H100

Figura 4.11 – Fração de massa de combustível queimado (MFB) versus ângulo do eixo

do virabrequim - 3875 rpm, 60 Nm.

3875 rpm x 105 Nm

0,0

20,0

40,0

60,0

80,0

100,0

-30 0 30

Ângulo do Virabrequim (º)

MF

B (

%)

H0

H30

H50H80

H100

Figura 4.12 – Fração de massa queimada de combustível queimado (MFB) versus

ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 105 Nm.

107

As curvas de fração de massa de combustível queimado (MFB) das Figs. 4.11 e

4.12 mostram que existe uma antecipação do início das mesmas, devido à adição de

etanol e aos diferentes valores de ângulo de avanço. Para o torque de 60 Nm

(Fig.4.11), existe uma diferença significativa da curva de MFB da gasolina E25 (H0) em

comparação com as outras misturas, devido ao maior valor da duração da combustão,

mostrado anteriormente para o intervalo do ângulo de eixo do virabrequim na faixa 10-

90% do MFB (Tab. 4.1). A antecipação do início das curvas de MFB entre a gasolina e

o etanol hidratado também foram observadas por MELO (2007) em testes de um motor

FLEX usando a central eletrônica original do fabricante do veículo.

Dos dados de combustão, pode ser resumido que:

• A adição de etanol causou o aumento do avanço de ignição sem ocorrência de

detonação, e como conseqüência, um aumento da pressão máxima do cilindro,

conforme verificado por BAÊTA (2006) e MELO et al. (2007);

• Para a rotação de 3875 rpm, a detonação foi crítica para a gasolina (H0) e o H30

levando a valores menores de avanço do que os obtidos para o valor de máximo

torque. Nessa rotação, o motor apresentou diferenças significativas na fração de

massa de combustível queimado e na taxa de calor liberado quando adicionando

etanol. A ocorrência de detonação com o uso da gasolina em determinadas condições

de operação também foi observada nos trabalhos de TOPGÜL (2006), MELO et al.

(2007) e KOÇ et al. (2009).;

• Foram encontrados valores elevados de CoV (acima de 10%) para a pressão máxima

para a gasolina (H0) e para a mistura H30 que não comprometem a dirigibilidade, uma

vez que para todos os pontos operacionais do trabalho foram encontrados valores de

CoV de IMEP inferiores a 6%. Foi verificado que a adição de etanol de forma geral

reduziu os valores de CoV da pressão máxima, proporcionando uma combustão mais

estável, conforme constatado por CEVIZ(2004) e MELO et al. (2007).

4.1.3. Resultados de Consumo Específico e Eficiênc ia Global

Nas Figs. 4.13 e 4.14 são apresentados os resultados experimentais de

consumo específico para torque de 60 Nm e 105 Nm para diferentes combustíveis e

rotações.

108

60 Nm

250

300

350

400

450

500

0 30 50 80 100


Con

sum

o E

spec

ífico

(g

/kW

h)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

Figura 4.13 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 60 Nm.

105 Nm

250

300

350

400

450

500

0 30 50 80 100


Con

sum

o E

spec

ífico

(g

/kW

h)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

Figura 4.14 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 105 Nm.

Das Figs. 4.13 e 4.14 pode ser observado que o consumo específico aumenta

de forma significativa com a adição de etanol hidratado devido ao menor valor de poder

calorífico inferior (PCI) do H100 (24,8 MJ/kg), em relação ao PCI da gasolina (H0) de

38,9 MJ/kg.

Para a rotação 3875 rpm, a diferença percentual do consumo específico do

H100 em relação ao H0 foi elevada em cerca de 51,5% para o torque 60Nm e em

51,2% para o torque 105 Nm. As diferenças encontradas nesse trabalho estão

próximas aos valores de 48% e de 54% encontrados, respectivamente, nos trabalhos

de MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010) na comparação do etanol hidratado com

109

a gasolina. Cabe observar que o PCI da gasolina (H0) é cerca de 57% mais elevado

que o valor do PCI do etanol hidratado (H100), dessa forma apesar do etanol ter um

maior consumo específico do que a gasolina, o seu consumo energético pode ser

equivalente. Para explicar a diferença de cerca de 5% entre os valores encontrados na

comparação do PCI (57%) e do consumo específico (51,5%), foi estudada a eficiência

global (ηg) do motor para diferentes combustíveis.

A eficiência global (ηg) pode ser calculada conforme a Eq. 4.1.

1003600PCIV

Pot

combg ×

××=η (4.1)

onde Pot é a potência (kW) no eixo do dinamômetro, Vcomb é a vazão mássica de

combustível (g/h) e PCI é o poder calorífico inferior (MJ/kg) do combustível.

Com base na Eq. 4.1, foram feitos gráficos de eficiência global para diferentes

rotações nos torques de 60 Nm e 105 Nm, conforme as Figs. 4.15 e 4.16.

60 Nm

28,0

29,0

30,0

31,0

32,0

33,0

34,0

35,0


Efic

iênc

ia G

loba

l (%

)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm


percentual de etanol hidratado – Torque 60 Nm.

110

105 Nm

28,0

29,0

30,0

31,0

32,0

33,0

34,0

35,0

0 30 50 80 100


Efic

iênc

ia G

loba

l (%

)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm


percentual de etanol hidratado – Torque 105 Nm.

Com base nas Figs. 4.15 e 4.16 pode ser verificado que, de uma maneira geral,

os combustíveis H30, H80 e H100 apresentam os maiores valores de eficiências

energéticas. O combustível H100 apresenta a maior eficiência dentre os combustíveis

testados. Existe a tendência do combustível H0 apresentar menor eficiência para a

condição de 3875 rpm e torque de 60 Nm e para outras rotações no torque de 105 Nm.

Isso ocorreu em função dos menores valores de avanço, devido à presença de

detonação.

Nas Tabs. 4.3 e 4.4 são apresentados os valores de diferença percentual entre

a eficiência global de cada combustível (DIFηg), para torques de 60 Nm e 105 Nm,

apenas para a rotação de 3875 rpm, a titulo de exemplo. Nas linhas das Tabs. 4.3 e

4.4 se encontra o combustível cuja eficiência servirá de referência (ηgref) e nas colunas

se encontra o combustível em que se a eficiência será comparada (ηgcomp). com o

combustível de referência. Os valores das Tabs. 4.3 e 4.4 foram calculados conforme a

Eq. 4.2.

−×=η 1

ref gηcomp gη

100DIF g (4.2)

onde ηgcomp é a eficiência global do combustível a ser comparado e ηgref é a eficiência

global do combustível usado como referência.

111


cada combustível - Torque 60 Nm, 3875 rpm.

ηgcomp

H0 H30 H50 H80 H100

H0 - 3,9% 1,1% 3,1% 5,3%

H30 -3,7% - -2,6% -0,8% 1,4%

H50 -1,1% 2,7% - 1,9% 4,2%

H80 -3,0% 0,8% -1,9% - 2,2%

η gre

f

H100 -5,1% -1,4% -4,0% -2,2% -


cada combustível - Torque 105 Nm, 3875 rpm.

ηgcomp

H0 H30 H50 H80 H100

H0 - 1,5% 0,6% 1,8% 4,1%

H30 -1,5% - -0,9% 0,3% 2,5%

H50 -0,6% 0,9% - 1,2% 3,4%

H80 -1,8% -0,3% -1,2% - 2,2%

η gre

f

H100 -2,9% -2,4% -3,3% -2,2% -

Com base nas Tabs. 4.3 e 4.4, para a condição de 3875 rpm, o uso do H100

proporcionou, em comparação com o H0 (referência), um aumento de 5,3% e de 4,1%

da eficiência global para os torques de 60 Nm e 105 Nm, respectivamente. Os

combustíveis H80 e H30 apresentam valores próximos de eficiência com diferenças

menores que 1%. O combustível H50 apenas teve eficiência maior que o H0, mesmo

assim com valor máximo de 1,1% para o torque de 60Nm. O combustível H30 foi

bastante eficiente no torque de 60 Nm, com valores de 3,9% e 2,7% mais elevados que

o H0 e o H50, respectivamente. Trabalhos anteriores de AL-FARAYEDHI et al. (2004),

BAÊTA et al. (2005), MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010) reportam que a adição

de etanol na gasolina ou o uso de etanol hidratado pode proporcionar aumento da

eficiência global do motor em comparação com o uso da gasolina.

112

4.1.4. Resultados de Emissões

As medições de emissões em base volumétrica foram feitas pelo equipamento

FTIR que fornece um valor de concentração em partes por milhão (ppm) para cada

poluente. O procedimento de cálculo da emissão específica de poluentes em g/kWh

para motores com ignição por centelha não está disponível como norma nacional,

dessa forma os cálculos foram feitos como recomendado pelo procedimento CFR 40

(CFR, 2009).

As Figs. 4.17 e 4.18 mostram os valores de emissões especificas (g/kWh) de

CO2 para os torques de 60 Nm e 105 Nm em função do teor de etanol hidratado.

650

700

750

800

0 30 50 80 100


CO

2 (g

/kW

h)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.17 – CO2 versus etanol hidratado, torque 60 Nm.

575

625

675

725

0 30 50 80 100


CO

2 (g

/kW

h)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.18 – CO2 versus etanol hidratado, torque 105 Nm.

113

Das Figs. 4.17 e 4.18, pode ser verificado que, de forma geral, com a adição de

etanol, o CO2 apresentou um aumento de emissões específicas, A exceção, ocorreu

um incremento de etanol do combustível H0 para o combustível H30, para ambos os

torques. Para melhor entender esse fato foi calculada uma variável denominada vazão

mássica de carbono (Vcarbono) obtida pela multiplicação da vazão mássica de

combustível (Vcomb) pelo percentual em massa de carbono do combustível (C(%

m/m)). Também foi calculada uma variável denominada vazão mássica específica de

carbono (VcarbEsp) calculada pela divisão da vazão mássica de carbono pela potência.

Foram elaboradas as Tabs. 4.5 e 4.6 contendo os valores de todas essas variáveis

calculadas para cada combustível ensaiado, sendo a título de exemplo, escolhida a

rotação de 3875 rpm.


(VcarbEsp) para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível C(%) m/m

Vcomb

(kg/h)

Vcarbono

(kg/h)

VcarbEsp

(g/kWh)

H0 73,3 7,76 5,69 23,33

H30 64,3 8,34 5,37 22,00

H50 59,5 9,26 5,51 23,00

H80 53,9 10,56 5,69 23,49

H100 50,7 11,49 5,83 24,08


(VcarbEsp) para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.

Combustível C(%) m/m

Vcomb

(kg/h)

Vcarbono

(kg/h)

VcarbEsp

(g/kWh)

H0 73,3 12,42 9,11 21,36

H30 64,3 13,73 8,83 20,71

H50 59,5 15,13 9,08 21,07

H80 53,9 17,24 9,31 21,77

H100 50,7 18,8 9,53 22,32

114

A partir dos dados das Tabs. 4.5 e 4.6 foram elaborados os gráficos de vazão

específica de carbono (VcarbEsp).

Com base nos dados das Tabs. 4.5 e 4.6 pode ser verificado que a adição de

etanol, para os combustíveis de H30 a H100, proporciona o aumento da vazão mássica

de combustível (Vcomb) bem como o aumento da vazão mássica de carbono (VcarbEsp)

conforme Figs. 4.19 e 4.20. Isso justifica o aumento das emissões específicas de CO2

de H30 a H100, que também sofre aumento pela oxidação de CO em CO2 devido ao

conteúdo de oxigênio na molécula do etanol. O aumento de CO2 pela oxidação do CO

foi verificado também em outros trabalhos com o uso do etanol anidro (HE et al., 2002;

HSIEH et al., 2002; TOPGÜL, 2006 e KOÇ et al., 2009).

Para explicar a redução das emissões específicas de CO2 do combustível H0

para o combustível H30, foram feitos estudos adicionais. Inicialmente foi verificado que

o combustível H30 apresentou maior eficiência térmica que os combustíveis H0 e H50

(Figs. 4.15 e 4.16). Como a potência foi mantida constante, esse combustível (H30)

apresentou menor vazão específica de carbono do que os combustíveis H0 e H50

(Figs. 4.19 e 4.20). Esse fato foi preponderante em relação a uma possível maior

conversão de CO em CO2 pela maior presença de oxigênio do etanol.

60 Nm - 3875 rpm

21

22

23

24

25

0 30 50 80 100

Etanol Hidratado(%)

Vca

rbE

sp (g

/kW

h)

Figura 4.19 – Vazão específica de carbono, 60 Nm - 3875 rpm.

115

105 Nm - 3875 rpm

20

21

22

23

0 30 50 80 100

Etanol Hidratado(%)

Vca

rbE

sp(g

/kW

h)

Figura 4.20 – Vazão específica de carbono, 105 Nm - 3875 rpm.

Pode ser verificado das Figs. 4.19 e 4.20, que os dados de vazão específica de

carbono (VcarbEsp) apresentam formato similar aos gráficos da emissão específica de

CO2 (Figs. 4.17 e 4.18).

Na Tab. 4.7 são mostrados os valores de CO, CO2 e diferenças percentuais

desses valores de um combustível em relação ao combustível da linha anterior (Dif.

Comb. Ant.) para a condição de 105 Nm e 3875 rpm.

Tabela 4.7 – Valores de emissões específicos de CO, CO2 e diferenças de emissões

para diferentes combustíveis, 105 Nm e 3875 rpm.

Combustível CO

(g/kWh) Dif. Comb. Ant. (%)

CO2 (g/kWh)

Dif. Comb. Ant. (%)

H0 65,87 - 631,5 -

H30 60,53 -8,1 615,2 -2,6

H50 58,71 -3,0 641,3 4,2

H80 57,95 -1,3 669,6 4,4

H100 55,35 -4,5 694,3 3,7

Da Tab. 4.7 pode ser verificado que a adição de 30% de etanol proporcionou

uma redução das emissões específicas tanto de CO quanto de CO2 em relação ao uso

de H0. O decréscimo percentual da redução de CO foi mais elevado (-8,1%) que o do

CO2 (-2,6%), porém deve ser considerado que o valor de CO possui uma ordem de

116

grandeza cerca de dez vezes menor que o CO2. Apesar do aumento de CO2 com a

adição de etanol, deve ser levado em consideração que o etanol é um combustível

renovável e que parte desse valor pode ser recuperado pelo ciclo de vida do etanol

(MACEDO et al., 2004).

Nas Figs. 4.21 e 4.22 são apresentadas as emissões especificas de CO em

função do teor de etanol hidratado para torque de 60 Nm e 105 Nm.

11

13

15

17

19

21

23

0 30 50 80 100


CO

(g/

kWh) 1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.21 – CO versus etanol hidratado, torque 60 Nm.

46

50

54

58

62

66

70

74

78

0 30 50 80 100


CO

(g/

kWh)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.22 – CO versus etanol hidratado, torque 105 Nm.

De forma geral, as emissões de CO apresentaram uma tendência de redução

com a adição de etanol devido à presença de oxigênio em sua molécula, o que

117

favorece a combustão do CO em CO2, resultados que estão de acordo com o trabalho

publicado por KOÇ et al. (2009) e COSTA et al. (2010). Para a condição

estequiométrica (60 Nm), na rotação 3875 rpm, não houve alteração significativa nos

níveis de CO com adição de etanol.

Nas Figs. 4.23 e 4.24, são apresentadas as emissões especificas de NOX em

função do teor de etanol hidratado para torque de 60 Nm e 105 Nm.

8,0

8,5

9,0

9,5

10,0

10,5

11,0

11,5

12,0

12,5

13,0

0 30 50 80 100


NO

x (g

/kW

h)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.23 – NOX versus etanol hidratado, torque 60 Nm.

5,0

5,5

6,0

6,5

7,0

7,5

8,0

8,5

9,0

9,5

10,0

0 30 50 80 100


NO

x (g

/kW

h)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.24 – NOX versus etanol hidratado, torque 105 Nm.

118

Nas Figs. 4.23 e 4.24 pode ser verificado que existe uma tendência de redução

das emissões de NOx nas rotações de 1500 e 2250 rpm na condição estequiométrica

(60 Nm) quando da adição de etanol. Essa constatação está de acordo com o estudo

de COSTA et al. (2010). Para a condição de 3875 rpm, 60 Nm existe um decréscimo

dos valores de NOx, quando usando H0 e H30 em comparação com os combustíveis

H50, H80 e H100. Os avanços obtidos para a gasolina (H0) e o H30 foram limitados

pela detonação, levando a menores temperaturas na câmara de combustão, o que

pode explicar esse comportamento. Níveis mais elevados de adição de etanol, acima

do H50, não apresentam valores de NOx mais elevados. Para a rotação de 2250 rpm, o

etanol hidratado 100% apresentou valores mais elevados de NOx do que a gasolina

(H0). Os combustíveis H30 e H50 apresentaram valores similares e mais elevados do

que o H100 e o H80 mostrando que apesar das variações encontradas a adição de

etanol para baixas velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como

publicado por COSTA et al. (2010).

A condição operacional de carga mais elevada (105 Nm) com lambda 0,9

(mistura rica) produz níveis menores de emissões específicas de NOx (g/kWh) quando

comparado à condição estequiométrica (60 Nm). Isso ocorre porque o excesso de

combustível da mistura rica ajuda na refrigeração da câmara de combustão, reduzindo

a temperatura e, portanto, a geração de NOx. Quando adicionando etanol na condição

de 4500 rpm e torque de 105 Nm, os valores de NOx aumentaram em comparação

com a gasolina, em acordo com o trabalho publicado por COSTA et al. (2010). Para a

rotação de 3875 rpm e torque de 105 Nm, não existe uma mudança significativa nos

níveis de NOx com a adição de etanol.

Conforme mencionado no Cap. 3, as emissões de hidrocarbonetos totais (THC)

não incluem os valores de etanol não queimado e aldeídos. Nas Figs. 4.25 a 4.28 são

apresentados, respectivamente, os valores de emissões de THC e de etanol não

queimado para os torques de 60 Nm e 105 Nm respectivamente.

119

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

0 30 50 80 100


TH

C (

g/kW

h)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.25 – THC versus etanol hidratado, torque 60 Nm.

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

0 30 50 80 100


TH

C (

g/kW

h)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.26 – THC versus etanol hidratado, torque 105 Nm.

Nota-se pela análise das Figs. 4.25 e 4.26 que, com a adição de etanol, há um

decréscimo das emissões de hidrocarbonetos totais (THC). Isso pode ser explicado

pelo fato do etanol não queimado não estar incluído na medição dos hidrocarbonetos

totais feita pelo analisador FTIR, ao contrário do método do FID (Detector de Ionização

de Chama), que não é capaz de efetuar essa separação. Dessa forma o método FID

pode apresentar resultados imprecisos, quando do uso de percentuais elevados de

etanol conforme reportado por SANDSTROEM et al. (2010) e WALLNER et al. (2010).

120

0,0

1,0

2,0

3,0


Eta

nol n

ão Q

ueim

ado

(g/k

Wh)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.27 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 60 Nm.

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

0 30 50 80 100


Eta

nol n

ão Q

ueim

ado

(g/k

Wh) 2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.28 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 105 Nm.

Nas Figs. 4.27 e 4.28 pode ser verificado o aumento significativo do etanol não

queimado com a adição de etanol ao combustível, principalmente para a condição de

torque de 105 Nm. O aumento significativo das emissões de etanol não queimado

também foi verificado por HE et al. (2002), SANDSTROEM et al. (2010) e WALLNER et

al. (2010). Os valores reportados nessa tese para os hidrocarbonetos e para o etanol

não queimado de forma separada podem auxiliar a calibração de modelos

computacionais desses poluentes e também discussões técnicas sobre as emissões

de etanol não queimado de veículos FLEX (MELO et al., 2009).

121

Nas Figs. 4.29 a 4.32 são apresentados, respectivamente, os valores de

acetaldeído e formaldeído para os torques de 60 e 105 Nm.

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0 30 50 80 100


Ace

tald

eido

(g/

kWh)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.29 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0 30 50 80 100


Ace

tald

eido

(g/k

Wh)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.30 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm.

122

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0 30 50 80 100


For

mal

deid

o (g

/kW

h)

1500 rpm

2250 rpm

3875 rpm

60 Nm

Figura 4.31 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0 30 50 80 100


For

mal

deíd

o (g

/kW

h)

2250 rpm

3875 rpm

4500 rpm

105 Nm

Figura 4.32 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm.

Com base nas Figs. 4.29 a 4.32, pode ser verificado que a adição de etanol

causou o aumento significativo das emissões de acetaldeído e de formaldeído,

especialmente para teores de etanol acima de 50% (H50, H80 e H100). É importante

notar que os valores de formaldeído para torque de 105 Nm (mistura) foram mais

elevados do que os valores de acetaldeído. Os valores experimentais das emissões de

aldeídos podem ser utilizados para validação e verificação de modelos computacionais

de formação de aldeídos, como o proposto por COSTA (2007).

123

Apesar das emissões de aldeídos e de etanol não queimado serem mais

elevadas quando o motor está frio, valores significativos foram medidos com o motor

em condição térmica estabilizada, para ambos os torques nas condições testadas.

Valores mais elevados de acetaldeídos são devido principalmente a oxidação do etanol

não queimado conforme reportado por HE et al. (2002). Usando o equipamento FTIR

foi possível se medir esses poluentes de forma separada e sem a interferência de

compostos oxigenados do escapamento, evitando os problemas encontrados

anteriormente com o analisador do tipo FID. Também cabe ressaltar que o

equipamento FTIR faz a medição em tempo real, sendo mais rápido que a técnica de

cromatografia líquida do tipo HPLC (High Performance Liquid Chromatograph) usada

para medição de aldeídos e do que a cromatografia gasosa usada para a medição de

etanol não queimado, ambas técnicas que requerem muito tempo de preparação de

amostras e de análises em um laboratório químico (SANDSTROEM et al., 2010,

WALLNER et al., 2010).

Os principais destaques da análise experimental da influência da adição de

etanol hidratado à gasolina são:

• Combustão:

Foi verificado que de forma geral, durante as calibrações do motor, com a

adição de etanol foram obtidos maiores ângulos de avanço de ignição com menores

ocorrências de detonação. Dessa forma, as pressões máximas no cilindro foram mais

elevadas e também houve uma antecipação do ângulo do eixo do virabrequim em que

elas acontecem. A rotação de 3875 rpm foi crítica quanto à detonação para os

combustíveis gasolina (H0) e H30, gerando menores valores de ângulo de avanço do

que os valores da condição de máximo torque (MBT). Nessa mesma rotação, com o

aumento do teor de etanol, houve uma antecipação do início das curvas de fração de

massa de combustível queimado e das curvas de taxa de calor liberado devido ao

aumento do valor do avanço de ignição. Com relação à duração de combustão medida

no intervalo de 10% a 90% de MFB, a adição de etanol, não provocou mudanças

significativas. A exceção foi o combustível H0 testado no torque 60 Nm e rotação 3875

rpm, pois com o uso desse combustível a ocorrência de detonação limitou o valor

usado para o avanço de ignição, acarretando em uma combustão menos eficiente e

um aumento de sua duração. O aparecimento de detonação no motor com o uso da

gasolina também foi observada nos trabalhos de TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007)

e KOÇ et al. (2009) para algumas condições de operação.

Com relação à variabilidade da pressão máxima, de forma geral, a adição de

etanol provocou uma redução no coeficiente de variação da pressão máxima (CoV

124

Pmax). Essa redução pode ser atribuída à composição química do etanol hidratado, que

é um combustível composto de etanol anidro e água (4 a 4,9% v/v). Essa composição

mais simples pode minimizar variações de queima do combustível durante o processo

de combustão em comparação com a gasolina. A gasolina é uma mistura complexa de

hidrocarbonetos com centenas de diferentes tipos em sua composição, sendo que

cada componente possui diferentes propriedades físico-químicas que podem interferir

numa maior variabilidade da combustão. O comportamento qualitativo de parâmetros

da combustão na comparação do etanol hidratado (H100) com a gasolina (H0), tais

como aumento da pressão na câmara de combustão, antecipação da curva de MFB,

entre outros, foram similares aos reportados por MELO et al. (2007). CEVIZ (2004)

também observou redução da variabilidade da pressão com a adição de etanol. Apesar

dos elevados valores do coeficiente de variação de pressão máxima (acima de 10%)

para H0 e para o H30, como o valor de CoV de IMEP desses combustíveis era menor

que 6%, não são esperados problemas de dirigibilidade no veículo (HEYWOOD, 1988).

− Consumo específico e Eficiência Global:

Como o poder calorífico inferior (PCI) da gasolina (38,9 MJ/kg) é

aproximadamente 57% superior ao PCI do etanol hidratado (24 MJ/kg), com a adição

de etanol há um aumento do consumo específico para todas as condições de operação

estudadas. Considerando a rotação 3875 rpm como exemplo, há um aumento do

consumo específico de cerca de 51% para ambos os torques com o uso do etanol

hidratado 100% (H100) em comparação com a gasolina (H0). O etanol hidratado

(H100) apresentou uma eficiência global da ordem de 5% mais elevada que a

eficiência com uso de gasolina (H0), o que explica a diferença encontrada entre as

comparações de PCI dos combustíveis (57%) e de consumo específico (51%)

comentadas anteriormente. A mistura H30 teve um bom desempenho, apresentando

uma maior eficiência global em comparação com a gasolina (H0) e com a mistura H50.

As diferenças de consumo específico encontradas entre o etanol hidratado e a gasolina

estão próximas dos valores reportados de 48% e 54%, respectivamente, por MELO et

al. (2007) e COSTA et al. (2010).

− Emissões:

- CO2: De forma geral, a adição de etanol, provocou o aumento das emissões

específicas de CO2. O aumento de CO2 também foi verificado por HE et al. (2002),

HSIEH et al. (2002), TOPGÜL (2006) e KOÇ et al. (2009). Esse fato pode ser explicado

pelo aumento de consumo de combustível e da vazão mássica de carbono para os

combustíveis com teores de etanol hidratado de 30% a 100% v/v (H30 até H100), em

125

conjunto com a oxidação de CO em CO2. Entretanto para a adição de 30% v/v de

etanol hidratado ao combustível H0, ocorre uma redução das emissões de CO2 para

ambos os torques. Foi verificado que o combustível H30 possui uma menor vazão

mássica de carbono (Vcarbono) em comparação com o combustível H0 gerando

menores valores de CO2.

- CO: De forma geral, com a adição de etanol houve a redução dos valores de

emissões de CO. Como existe oxigênio na composição do etanol há uma maior

transformação do CO em CO2 durante a combustão. Os resultados encontrados foram

coerentes com os encontrados na literatura (KOÇ et al., 2009; COSTA et al, 2010).

- NOx: Para a mistura estequiométrica (torque 60 Nm), nas rotações de 1500 e

2250 rpm existe uma tendência de redução das emissões de NOx com o aumento do

teor de etanol. Essa tendência de redução de emissões para baixas rotações, também

foi verificada pelo estudo de COSTA et al. (2010) e pode ser explicada pelo aumento

do teor de água do combustível que pode reduzir a temperatura na câmara de

combustão reduzindo a formação de NOx. A rotação de 3875 rpm, com torque de 60

Nm apresenta menores valores de NOx com o uso de H0 e H30 do que os obtidos com

H50, H80 e H100. Isso pode ser explicado pelo fato dos avanços obtidos para a

gasolina (H0) e o H30 terem sido limitados pela detonação, o que gerou menores

temperaturas na câmara de combustão reduzindo as emissões de NOx. Para a rotação

3875 rpm, a adição de etanol, em percentuais volumétricos maiores que 50% (H50),

não apresentou alterações significativas nos valores de NOx.

Para a condição de 105 Nm (mistura rica), na rotação de 4500 rpm (rotação

mais elevada), com a adição de etanol há um aumento das emissões de NOx em

comparação com a gasolina (H0), fato também observado por COSTA et al. (2010).

Para a rotação de 3875 rpm, não foi observada uma mudança significativa na emissão

de NOx com a adição de etanol. Para a rotação de 2250 rpm, na comparação com a

gasolina (H0), o etanol hidratado 100% apresentou valores mais elevados de NOx.

Nessa mesma rotação, os combustíveis H30 e H50 apresentaram valores próximos de

emissão de NOx, porém maiores do que os observados para o H100 e o H80. Esse

fato mostra que, apesar das variações encontradas, a adição de etanol para baixas

velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como verificado para torque

60 Nm e publicado por COSTA et al. (2010).

126

- Hidrocarbonetos, Aldeídos e etanol não queimado: Como há presença de

oxigênio no etanol, a sua adição à gasolina provocou a redução das emissões de

hidrocarbonetos, que se oxidaram em CO2, um aumento do etanol não queimado e a

formação de aldeídos (formaldeído e acetaldeído). O sistema de emissões utilizado

(FTIR) permitiu a separação das emissões de hidrocarbonetos (THC), etanol não

queimado e aldeídos com análises precisas e sem a interferência normalmente

encontrada em analisadores do tipo FID (SANDSTROEM-DAHL et al., 2010;

WALLNER et al., 2010; MELO et al., 2010). O sistema FTIR ainda é pouco utilizado em

laboratórios de motores do Brasil, porém se mostrou adequado para estudos de

influência de composição de combustível nas emissões de aldeídos e etanol não

queimado para esse trabalho. Uma vez que a sua medição é realizada em tempo real,

a análise dura menos tempo, portanto, do que a análise por cromatografia líquida de

alta performance (HPLC).

Os resultados parciais e procedimentos experimentais usados nessa tese foram

publicados na base de dados internacional da SAE e apresentados nos congressos da

SAE Brasil de 2010 e 2011 (MELO et al., 2010; MELO et al., 2011). Foi enviado um

outro artigo com dados de variabilidade da curva de pressão para o congresso da SAE

2012 (MELO et al., 2012a). O conteúdo completo da análise experimental e os dados

físico-químicos dos combustíveis foram publicados na revista internacional FUEL

(MELO et al., 2012b).

4.2. Resultados e Discussões das Simulações

Uma vez obtidas as informações de entrada de dados do BOOST, o próximo

passo foi o uso da equação de Wiebe de uma zona para verificar a adequação da

simulação da curva de pressão para diferentes combustíveis na condição de operação

de torque 60 Nm e de 105 Nm, na rotação de 3875 rpm. Para facilitar o entendimento

de como o software AVL BOOST funciona durante os ajustes e simulações, foi

elaborado o fluxograma mostrado na Fig. 4.33.

127

Figura 4.33 – Fluxograma de funcionamento da simulação no programa BOOST.

128

4.2.1. Condição 60 Nm, 3875 rpm

Deve ser feito inicialmente, de forma empírica, um ajuste da variável do BOOST

posição de borboleta de aceleração, de forma a se obter um valor de vazão de ar

simulado próximo do valor experimental para um cilindro do motor. Os valores

encontrados para a posição de borboleta de aceleração, para a vazão de ar e para a

diferença dos valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) são mostrados na Tab.

4.8.

Tabela 4.8 – Posição da borboleta de aceleração do BOOST e valores de vazão de ar

(Var) experimental e simulado para diferentes combustíveis – 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível Posição da

borboleta (°) Var EXP (kg/h)

Var SIM (kg/h) Dif (%)

H0 34,5 24,6 24,5 -0,5

H30 33,5 23,2 23,2 0,0

H50 34,0 23,9 23,8 -0,6

H80 34,7 24,7 24,6 -0,4

H100 35,4 25,3 25,3 -0,1

Pode ser verificado da Tab. 4.8 que foram obtidos valores satisfatórios de vazão

de ar simulados (Var SIM), sendo a maior diferença em relação aos valores

experimentais de 0,6% para os combustíveis H50 e H100.

Os valores de posição angular de borboleta de aceleração usados no BOOST e

apresentados na Tab. 4.8 não são os mesmos encontrados nos experimentos e

listados no Apêndice III. Conforme verificado no Cap. 3, a posição de borboleta

experimental foi resultado do controle do torque, rotação e razão ar-combustível para

as diferentes condições operacionais testadas.

Para efeito de simulação computacional a posição de borboleta foi usada como

dado de entrada, apenas para fornecer uma restrição no modelo representando as

perdas de carga do sistema de admissão de ar. Por essa razão não é importante para

o trabalho a correlação do valor experimental da borboleta com o seu valor usado na

simulação.

Como segundo passo no ajuste do programa de simulação, por ser um modelo

mais simples, foi escolhido o modelo de combustão de Wiebe de uma zona. Dessa

forma, poderia ser feita uma verificação se o modelo implementado no BOOST não

continha erros dimensionais do motor, dentre outros erros de parametrização. As

129

simulações no modelo Wiebe de uma zona foram feitas para os torques de 60 e 105

Nm e para todos os combustíveis. Após esses ajustes é que foi calibrado o modelo de

Wiebe de duas zonas e foram feitas as simulações de emissões.

O ajuste da equação de Wiebe de uma zona é feito de forma empírica com a

escolha de valores para os parâmetros a e m da equação, de forma a se aproximar os

valores simulados da pressão máxima e do perfil da curva com os valores obtidos no

experimento. O trabalho de MELO (2007) usou essa equação para simular a

combustão de um motor FLEX operando com gasolina e etanol hidratado, sendo

utilizados valores diferentes de a e m para cada combustível. De forma a simplificar o

processo de ajuste nas simulações dessa tese, foi utilizado um valor fixo de m = 1,0,

sendo ajustado apenas o parâmetro a para os diferentes combustíveis testados. O

valor de m = 1,0 foi utilizado nas simulações de gasolina no trabalho de MELO (2007).

Com base nos dados de entrada das Tabs. 3.12 e 4.8, foram ajustados valores

do parâmetro a da equação de Wiebe de uma zona, de forma que a pressão e o IMEP

simulado se aproximassem dos valores experimentais.

A Tab. 4.9 mostra os valores do parâmetro a ajustados, considerando a

condição m = 1, torque de 60 Nm e rotação 3875 rpm para os diferentes combustíveis

testados.

Tabela 4.9 – Valores de a para Wiebe de uma zona - m = 1, 60 Nm, 3875 rpm

H0 H30 H50 H80 H100

a 4,2 5,2 5,5 5,5 4,5

Da Tab. 4.9 pode ser verificado que os valores do parâmetro a para os

combustíveis H0 e H100, bem como para os combustíveis H30, H50 e H80 se

aproximam. A tendência crescente do valor de a com adição de etanol é interrompida

apenas com o uso do H80.

A Tab. 4.10 mostra os valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) da

pressão máxima e do IMEP para Wiebe de uma zona na condição de 60 Nm, 3875

rpm, considerando os dados de entrada das Tabs. 3.12, 4.8 e 4.9. As diferenças

percentuais (Dif) entre os valores experimentais e simulados também são

apresentadas na Tab. 4.10.

130

Tabela 4.10 – Comparação com os dados experimentais da simulação da pressão

máxima e do IMEP por Wiebe de uma zona - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível Pmax EXP

(MPa) Pmax SIM

(MPa) Dif (%)

IMEP EXP (MPa)

IMEP SIM (MPa)

Dif (%)

H0 2,64 2,7 2,3 0,62 0,62 0,0

H30 3,34 3,40 1,8 0,62 0,62 0,0

H50 3,77 3,76 -0,3 0,63 0,64 1,6

H80 4,01 3,96 -1,3 0,63 0,63 0,0

H100 4,10 4,17 1,7 0,63 0,64 1,6

Pode ser verificado na Tab. 4.10 que os valores simulados tiveram uma

diferença máxima em relação aos valores experimentais, para a pressão máxima

(Pmáx), de 2,3 % para o combustível H0 e, para o IMEP, de 1,6% para os

combustíveis H50 e H100.

Após a simulação do modelo Wiebe de uma zona foi feita a troca do modelo

para a equação de Wiebe para 2 zonas (uma zona de gás não queimado e outra com

gás queimado). Inicialmente foram usados para a simulação os mesmos valores de a e

m do modelo de uma zona, porém foram necessários alguns ajustes no parâmetro a.

Na Tab. 4.11 são apresentados os valores ajustados do parâmetro a,

considerando m fixo e igual a 1, para a equação de Wiebe de duas zonas para os

diferentes combustíveis testados, para o torque de 60 Nm e rotação 3875 rpm.

Tabela 4.11 – Valores de a para Wiebe de duas zonas – m = 1, 60 Nm, 3875 rpm

H0 H30 H50 H80 H100

a 3,8 4,8 5,1 5,5 3,8

Da Tab. 4.11 pode ser observada uma tendência similar à mostrada

anteriormente na Tab. 4.9 (Wiebe de uma zona), com crescimento do parâmetro a com

a adição de etanol hidratado e sua redução com o uso do combustível H100. Pode ser

observado que o modelo Wiebe de duas zonas apresentou, de forma geral, valores

inferiores do parâmetro a para todos os combustíveis, em relação ao modelo de uma

zona (Tab. 4.9).

Na Tab. 4.12 são apresentados os resultados experimentais e de simulação da

pressão máxima (Pmax) e do IMEP para o modelo Wiebe de duas zonas na condição

de 60 Nm, 3875 rpm.

131

Tabela 4.12 – Resultados experimentais e de simulação para Wiebe de duas zonas –

60 Nm, 3875 rpm


(MPa) Pmax SIM

(MPa) Dif (%)

IMEP EXP (MPa)

IMEP SIM (MPa)

Dif (%)

H0 2,64 2,68 1,5 0,62 0,62 0,0

H30 3,34 3,41 2,1 0,62 0,62 0,0

H50 3,77 3,79 0,5 0,63 0,64 1,6

H80 4,01 4,09 2,0 0,63 0,63 0,0

H100 4,10 4,09 -0,2 0,63 0,64 1,6

Da Tab. 4.12, pode ser verificado que foram obtidos valores de simulação

satisfatórios, com diferenças máximas em relação aos valores experimentais (Dif) de

2,1% para a pressão máxima, com o combustível H30 e de 1,6% para o IMEP, com os

combustíveis H50 e H80. Diferenças entre valores experimentais e simulados abaixo

de 5% são consideradas satisfatórias, segundo trabalho publicado por MELO (2007).

Nas Figs. 4.34 a 4.38 são apresentadas as curvas de pressão experimentais e

simuladas no modelo de Wiebe de duas zonas, para a condição de operação 60 Nm,

3875 rpm e para diferentes combustíveis (H0, H30, H50, H80 e H100).

0,0

1,0

2,0

3,0

-180 -120 -60 0 60 120 180 θ(°)

P(MPa) Experimental

Simulado


do virabrequim (θ) – H0, 60 Nm, 3875 rpm.

132

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



133

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



Com base nas Figs. 4.34 a 4.38 pode ser verificado que as curvas de pressão

simuladas para os diferentes combustíveis apresentaram valores próximos aos valores

experimentais. Com relação aos combustíveis H0 e H30, ocorre na simulação uma

pequena alteração na curva de pressão na região próxima ao PMS (Ponto Morto

Superior). Isso pode estar relacionado com o uso da equação de Wiebe com baixos

134

valores de avanço de ignição, como os usados para esses combustíveis, devido a

ocorrência de detonação, descrita anteriormente no Cap. 3. Distorção similar na

simulação da curva de pressão foi observada no trabalho de MELO (2007), quando do

uso de uma gasolina com 23% de etanol e da equação de Wiebe de uma zona usada

no cálculo da fração de massa de combustível queimado.

O programa BOOST prevê parâmetros de ajuste para a simulação das

emissões de CO, HC e NOx, de forma a aproximar os valores simulados dos valores

experimentais. Para a simulação do monóxido de carbono, apenas se encontra

disponível o fator CO_MULT que atua na reação de formação de CO. Para as

emissões de NOx, além do fator NO_MULT, que atua diretamente na taxa de formação

do poluente, há o fator NO_POST que a formação de NO devido ao mecanismo de

pós-oxidação. Para os hidrocarbonetos não queimados, existem três parâmetros de

ajuste, sendo um para a taxa de formação (HC_MULT), um para mecanismos de pós-

oxidação (HC_POST) e outro para ajustar a queima parcial dos hidrocarbonetos

(HC_PARTIAL).

Foi considerado como combustível não queimado, para efeito de simulação do

BOOST, a soma dos valores de THC (hidrocarbonetos totais) e de etanol não

queimado medidos pelo FTIR, referenciado nesse trabalho como HCENQ (soma dos

hidrocarbonetos totais com o etanol não queimado). Os parâmetros de correção do

BOOST para (CO_MULT, NO_MULT, NO_POST, HC_MULT, HC_POST e

HC_PARTIAL) cada poluente mostrados anteriormente foram ajustados para a

gasolina (H0) de forma empírica e são apresentados na Tab. 4.13.

Tabela 4.13 – Valores ajustados para os parâmetros de correção dos poluentes no

BOOST para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível CO_

MULT

NO_

MULT

NO_

POST

HC_

MULT

HC_

POST

OXIDATION

HC_

PARTIAL

BURN

H0 0,03 1 0,5 1 0,5 1

Da Tab. 4.13 pode ser verificado que foi possível ajustar os poluentes NOx e

HCENQ (hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado) apenas com os parâmetros

do mecanismo de pós-oxidação, respectivamente NO_POST e o HC_POST. Conforme

mencionado anteriormente, a etapa de pós-oxidação ocorre após a combustão e antes

da exaustão completa dos gases do cilindro do motor, quando ainda existem

temperaturas elevadas na câmara de combustão. Os valores ajustados foram no

135

sentido de reduzir a formação dos poluentes, que no modelo de cinética química

adotado superestimaram as emissões.

Para o poluente CO, apenas existe o ajuste de taxa de formação (CO_MULT),

que teve o valor menor que 1 para aumentar o valor do CO simulado, em relação ao

previsto inicialmente pelo modelo de cinética química. Nas Tabs. 4.14 e 4.15, são

apresentados os resultados de simulação de emissões (CO, HCENQ e NOX) de todos

os combustíveis com o uso dos parâmetros de emissões ajustados para a gasolina

(H0) (Tab. 4.13). O objetivo de se manter fixo os parâmetros de ajuste de emissões

para a gasolina foi verificar a sensibilidade do programa à variação do etanol no

combustível e seus efeitos nas emissões.

Tabela 4.14 – Resultados de simulação do programa BOOST para CO com parâmetros

de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível CO EXP (%) CO SIM (%) Dif (%)

H0 0,51 0,52 2,0

H30 0,51 0,40 -21,6

H50 0,48 0,33 -31,3

H80 0,49 0,23 -53,1

H100 0,48 0,18 -62,5

Da Tab. 4.14 pode ser verificado que utilizando os parâmetros de ajuste de

emissões do combustível H0, o modelo do BOOST com a adição de etanol prevê a

redução do CO de forma muito acentuada em relação aos valores obtidos no

experimento. Esse fato leva a diferenças percentuais de 21,6% a 60%, quando do uso

do H30 e do H100, respectivamente.

Tabela 4.15 – Resultados de simulação do programa BOOST para HCENQ e NOX com

parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível HCENQ

EXP (PPM)

HCENQ SIM

(ppm) Dif (%) NOx EXP

(ppm) NOx SIM

(ppm) Dif (%)

H0 548 539 -1,6 2096 2091 -0,2

H30 626 688 9,9 2638 2747 4,1

H50 577 707 22,5 2766 2883 4,2

H80 480 836 74,2 2650 3479 31,3

H100 513 868 69,2 2521 3513 39,3

136

Da Tab. 4.15, pode ser verificado que, para HCENQ (hidrocarbonetos totais

mais etanol não queimado), o modelo do BOOST com o ajuste de gasolina (H0) não

consegue prever a tendência das emissões experimentais. Os resultados simulados

sempre aumentam de forma significativa com a adição de etanol e apresentam

elevadas diferenças, chegando a cerca de 74% para o H80. Como o principal

mecanismo para a formação de hidrocarbonetos é pelo seu acúmulo nas cavidades,

esse modelo usualmente super dimensiona o valor das emissões. Dessa forma é muito

importante para cada combustível, se ter um valor diferente do parâmetro de ajuste do

mecanismo de pós-oxidação para reduzir as emissões.

No caso da simulação do NOx, que usa o mecanismo estendido de Zeldovich

modificado pelo BOOST, até o uso do combustível H50 foi obtido um erro máximo de

4,2%, porém para os combustíveis H80 e H100 os valores simulados foram muito

elevados com diferenças maiores que 30% em relação aos dados experimentais.

Dos resultados de simulação mostrados na Tab. 4.16, nota-se que há a

necessidade de ajustes individuais dos parâmetros do programa para cada poluente e

cada combustível. Dessa forma, os novos fatores de ajuste encontrados de forma

empírica são mostrados na Tab. 4.16.

Tabela 4.16 – Valores específicos para os parâmetros de ajuste do BOOST para cada

poluente e combustível - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível CO_

MULT

NO_

MULT

NO_

POST

HC_

MULT

HC_

POST

HC_

PARTIAL

H0 0,03 1 0,5 1 0,5 1

H30 0,018 1 0,4 1 0,6 1

H50 0,013 1 0,34 1 0,8 1

H80 0,0003 1 0,29 1 2,0 1

H100 0,0003 1 0,31 1 2,0 1

Da Tab. 4.16 pode ser verificado que os parâmetros de ajuste de emissões

(NO_POST e HC_POST) seguem um comportamento não linear.

Com base nos parâmetros de emissões ajustados para cada combustível,

mostrados na Tab. 4.16, foram feitas novas simulações usando o valor ajustado para

cada combustível, sendo os resultados mostrados nas Tabs. 4.17 e 4.18.

137

Tabela 4.17 – Resultados de simulação do BOOST para CO com parâmetros ajustados

para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.


H0 0,512 0,520 1,6

H30 0,505 0,503 -0,4

H50 0,478 0,476 -0,4

H80 0,485 0,481 -0,8

H100 0,475 0,284 -40,2

Tabela 4.18 – Resultados de simulação do BOOST para HCENQ e NOx com

parâmetros de emissões ajustados para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.

Combustível HCENQ

EXP (ppm)

HCENQ SIM

(ppm)

Dif (%)

NOx EXP (ppm)

NOx SIM (ppm)

Dif (%)

H0 548 539 -1,6 2096 2091 -0,2

H30 626 638 1,9 2638 2615 -0,9

H50 577 584 1,2 2766 2723 -1,6

H80 480 489 1,8 2650 2657 0,3

H100 513 519 1,2 2521 2511 -0,4

Das Tabs. 4.17 e 4.18 pode ser verificado que, para o NOx e para o HCENQ

(Hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado), foram obtidos resultados de

simulação satisfatórios com diferença máxima de 1,9% para o HCENQ com o uso do

H30 e de -1,6% para o NOx com o uso do H50 em relação aos valores experimentais.

O monóxido de carbono (CO) apresentou resultados de simulação com erro máximo de

1,6 % até o uso do combustível H80. Para o uso do etanol 100% (H100), o programa

BOOST não conseguiu ajustar a simulação do CO, pois o parâmetro de ajuste

(CO_MULT) ficou muito pequeno e não forneceu mais ajustes. Dessa forma, o valor

simulado de CO para o H100 ficou 40% abaixo do valor experimental. Como sugestão

para trabalhos futuros, estudos de outros mecanismos de cinética química devem ser

feitos no sentido de reduzir o erro do cálculo do CO quando for utilizado o H100.

O coeficiente de sensibilidade é definido por OZISIK et al. (2000) como a razão

entre a variação do parâmetro de saída e a variação do parâmetro de entrada. Para se

conhecer quanto as variações dos parâmetros de entrada (razão ar-combustível,

138

ângulos de 1%MFB e intervalo 1-99%MFB, parâmetros de Wiebe a e m) podem afetar

os resultados de saída (Pressão máxima, IMEP, CO, HC e NOx), foram feitas várias

simulações modificando-se o parâmetro de entrada em ± 2% e foram calculados os

coeficientes de sensibilidade normalizados (Sensib) dos parâmetros de saída. Para

efeito de exemplo, apenas foi feito esse estudo no torque de 60 Nm e para o

combustível H0, conforme a equação 4.3:.

[ ] [ ]ententsaidsaidSensib Pr/Pr/Pr/Pr ∆∆= (4.3)

onde Prent é o parâmetro de entrada, Prsaid é o parâmetro de saída, ∆Prent representa

variações de +2 % ou -2% dos parâmetros de entrada e ∆Prsaid são variações dos

parâmetros de saída. Quanto maior o valor do resultado da equação 4.3, significa que

a variável de entrada exerce uma influência maior na variável de saída.

Para melhor visualizar os valores de sensibilidade dos parâmetros de saída do

programa BOOST, foi criada a Tab. 4.19, onde as linhas representam os parâmetros

de entrada (uma linha para a variação de +2% e outra para a de -2%), e as colunas

representam o parâmetro de saída. O valor preenchido na Tab. 4.19 corresponde ao

valor de sensibilidade conforme calculado pela Eq. 4.3.

Tabela 4.19 – Valores de sensibilidade (adimensional), sendo linhas parâmetros de

entrada (variação de ± 2%) e colunas parâmetros simulados no programa BOOST –

Combustível H0 – 60 Nm, 3875 rpm.

Pmax IMEP CO NOx HCENQ

A/C (+2%) 0,2 0,0 -0,1 7,2 -4,0

A/C (-2%) 0,2 0,8 -4,0 18,6 -19,9

1%MFB (+2%) 0,2 0,0 0,3 0,1 0,6

1%MFB (-2%)H80 0,2 0,0 -0,6 0,8 -1,9

1-99% MFB (+2%) -0,9 -0,8 0,9 -2,7 0,2

1-99%MFB (-2%) -0,7 0,0 -1,5 5,9 -9,0

a (+2%) 0,5 0,0 0,5 1,4 0,4

a (-2%) 0,4 0,8 -0,6 1,8 -1,3

m (+2%) -0,4 0,0 0,8 -2,2 0,8

m (-2%) -0,2 0,0 -0,4 -1,5 -0,2

139

Da Tab. 4.19, com base na variação dos parâmetros de entrada, pode ser verificado

que:

- A Pressão máxima (Pmax) sofre mais influência da duração da curva de Wiebe

(intervalo de ângulo 1-99%MFB), do que da razão ar-combustível (A/C) e do que os

parâmetros a e m.

- IMEP sobre pouca influência, com exceção das variações de a (-2%) e intervalo 1-

99%MFB (+2%).

- Os poluentes (CO, HCENQ e NOx) são mais afetados pela variação da razão ar-

combustível e pela duração da curva de Wiebe (1-99% MFB) do que pelos parâmetros

de Wiebe (a, m e 1% MFB).

4.2.2. Condição 105 Nm, 3875 rpm

Conforme procedimento adotado anteriormente para a condição de torque de 60

Nm, deve ser feita a calibração do valor da posição de borboleta de aceleração do

BOOST, de forma que a vazão de ar simulada fique próxima do valor experimental. Os

valores ajustados de forma empírica no BOOST para a posição de borboleta de

aceleração bem como os valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) da vazão de

ar para cada combustível são mostrados na Tab. 4.20.

Tabela 4.20 – Posição de borboleta de aceleração e valores de vazão de ar

experimentais (EXP) e simulados (SIM) em função de diferentes tipos de combustível

105 Nm, 3875 rpm.

Combustível Posição da

borboleta (°) Var EXP

(kg/h) Var SIM (kg/h)

Dif (%)

H0 42,65 141,75 142,05 0,2

H30 42,62 137,51 137,92 0,3

H50 42,73 140,59 141.42 0,6

H80 42,66 145,07 145.32 0,2

H100 42,71 149,26 149.70 0,3

Da Tab. 4.20 pode ser verificado que a maior diferença percentual (Dif) para a

vazão de ar simulada foi de 0,6% com o combustível H50.

Para simulação do torque de 105 Nm, a exemplo do procedimento adotado

anteriormente para o torque de 60 Nm, após os ajustes da posição de borboleta de

140

aceleração, foi ajustado o parâmetro a da equação Wiebe de uma zona. Conforme

realizado anteriormente, para o torque de 60 Nm, foi adotado um parâmetro m fixo e

igual a 1, variando-se apenas o parâmetro a. Nas Tabs. 4.21 e 4.22 são apresentados

o parâmetro a de Wiebe, com o parâmetro m fixo e igual a 1, e os valores simulados de

pressão máxima (Pmax) e IMEP.

Tabela 4.21 – Valores de a para Wiebe de uma zona para diferentes combustíveis -

m=1, 105 Nm, 3875 rpm.

Combustível H0 H30 H50 H80 H100

a 6,3 7,8 7,8 7,0 6,6

Tabela 4.22 – Valores simulados e experimentais de pressão máxima (Pmax) e IMEP

para Wiebe de uma zona - 105 Nm, 3875 rpm.


(MPa)

Pmax SIM

(MPa)

Dif (%)

IMEP EXP (MPa)

IMEP SIM (MPa)

Dif (%)

H0 4,85 4,91 1,0 1,02 0,99 -2,9

H30 5,21 5,26 1,0 1,02 0,97 -4,9

H50 5,88 5,89 0,2 1,03 1,00 -2,9

H80 5,99 6,09 1,7 1,03 1,06 2,9

H100 6,22 6,23 0,2 1,03 1,08 4,9

Da Tab. 4.22 pode ser verificado que a maior diferença entre os valores

simulados e experimentais foi da ordem de 4,9% para o IMEP com o combustível H100

e de 1,7% para o Pmax com o combustível H80. Após ajustes do Wiebe de uma zona,

foram feitas diversas simulações no sentido de se obter ajustes para a equação de

Wiebe de duas zonas. A Tab. 4.23 apresenta os valores de a para o modelo Wiebe de

duas zonas para a condição de 105 Nm, 3875 rpm com o parâmetro m fixo e igual a 1.

Tabela 4.23 – Valores de a para Wiebe de duas zonas para diferentes combustíveis-

m=1, 3875 rpm, 105 Nm.

Combustível H0 H30 H50 H80 H100

a 5,9 7,3 7,3 6,5 6,4

141

Os valores de a da Tab. 4.23 (Wiebe duas zonas) apresentam a mesma

tendência da Tab. 4.21, ou seja, foi obtido o mesmo valor de a para os combustíveis

H30 e H50 e valores muito próximos para os combustíveis H80 e H100.

Com base nos valores da Tab. 4.23 foram feitas simulações da pressão máxima

(Pmax SIM) e IMEP (IMEP SIM), os valores encontrados são apresentados na Tab.

4.24, bem como a diferença percentual em relação aos valores experimentais (Dif).

Tabela 4.24 – Valores simulados e experimentais para pressão máxima (Pmax SIM) e

IMEP (IMEP SIM) para Wiebe de duas zonas, 3875 rpm, 105 Nm


(MPa)

Pmax SIM

(MPa)

Dif (%)

IMEP EXP

(MPa)

IMEP SIM

(MPa)

Dif (%)

Var EXP (kg/h)

Var SIM

(kg/h)

Dif (%)

H0 4,85 4,94 1,9 1,02 1,02 0,0 141,75 142,42 0,5

H30 5,21 5,29 1,5 1,02 0,97 -4,9 137,51 137,88 0,3

H50 5,88 5,93 0,9 1,03 0,99 -3,9 140,59 141,39 0,6

H80 5,99 6,11 2,1 1,03 1,04 1,0 145,07 145,28 0,1

H100 6,22 6,38 2,6 1,03 1,08 4,8 149,26 149,68 0,3

Da Tab. 4.24 pode ser verificado que para a pressão máxima (Pmax) foi

encontrada uma diferença máxima de 2,6% com o uso do H100, enquanto para o IMEP

a máxima diferença foi de 4,9%, com o uso do H50, ambos valores satisfatórios para a

simulação.

As Figs. 4.39 a 4.43 apresentam as curvas de pressão experimentais e

simuladas para os diferentes tipos de combustíveis para a condição de 105 Nm, 3875

rpm.

142

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ ( ° )

P(MPa)Experimental

Simulado



0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



143

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



144

0,0

1,0

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)

P(MPa)Experimental

Simulado



Nas Figs. 4.39 a 4.43 pode ser verificado que as curvas de pressão simuladas

foram muito próximas das curvas experimentais. A distorção da curva simulada

próxima ao ponto morto superior (PMS) para os combustíveis H0 e H30, que ocorreu

na simulação de 60 Nm, foi reduzida na condição de 105 Nm pelo uso de diferentes

ângulos de avanço para esses combustíveis, em relação aos usados no torque de 60

Nm.

Após a calibração do modelo Wiebe de duas zonas para a pressão máxima,

IMEP e vazão de ar, foram feitos ajustes nos parâmetros de emissões do BOOST para

as simulações de emissões de CO, HCENQ (hidrocarbonetos totais e etanol não

queimado) e NOx, a exemplo do procedimento feito anteriormente para a condição de

60 Nm. Os valores ajustados dos parâmetros de emissões para o combustível H0 são

mostrados na Tab. 4.25.

Tabela 4.25 – Ajustes dos parâmetros de emissões do BOOST para a gasolina (H0) –

105 Nm, 3875 rpm.

Combustível CO_

MULT

NOx_

MULT

NOx_

POST

HC_

MULT

HC_

POST

HC_

PARTIAL

H0 0,0003 1 1,06 1 3,7 1

A exemplo da simulação feita na condição operacional de 60 Nm, também foi

possível o ajuste das emissões de NOx e HCENQ apenas com ajustes dos parâmetros

145

de pós-oxidação, respectivamente NO_POST e HC_POST. Na condição de 105 Nm,

entretanto, a correção do NOx foi discreta (NOx_POST= 1,06) no sentido de aumentar

as emissões, enquanto a correção do HCENQ foi elevada (HC_POST= 3,7). Com base

nos valores dos parâmetros de emissões do BOOST ajustados para a gasolina (H0),

mostrados na Tab. 4.25, foram feitas simulações para os outros combustíveis.

A Tab. 4.26 mostra os resultados de simulação de CO utilizando para todos os

combustíveis os valores dos parâmetros de emissões ajustados para o combustível H0

para o torque de 105 Nm. Pode ser verificado que o BOOST não foi capaz de predizer

as emissões de CO com adição de etanol, considerando o valor do parâmetro

CO_MULT ajustado para a gasolina (H0). As diferenças percentuais entre os valores

simulados e experimentais para os combustíveis H30, H50, H80 e H100 foram

superiores a 45%.

Tabela 4.26 – Resultados das simulações de CO usando o ajuste da gasolina H0 -

105 Nm, 3875 rpm.


H0 1,94 1,96 1,0

H30 1,82 0,98 -46

H50 1,69 0,71 -58

H80 1,63 0,49 -70

H100 1,5 0,41 -72

A Tab. 4.27 mostra os resultados de simulação de HCENQ e de NOx utilizando

para todos os combustíveis os valores dos parâmetros de emissões ajustados para o

combustível H0.

Tabela 4.27 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx usando o ajuste da

gasolina (H0) - 105 Nm, 3875 rpm.

Combustível HCENQ

EXP (ppm)

HCENQ SIM

(ppm)

Dif (%)

NOx EXP (ppm)

NOx SIM (ppm)

Dif (%)

H0 1064 1065 0.09 1940 1938 -0,1

H30 1016 410 -59,6 1897 3642 92

H50 1056 208 -80,3 1955 5776 195

H80 1091 105 -90,4 1892 8402 344

H100 1110 90 -91,9 1888 3018 60

146

Da Tab. 4.27, a exemplo do que ocorreu com o CO, pode ser verificado que

para a variável HCENQ não foi possível uma predição dos valores simulados com a

adição de etanol, uma vez que os valores de HCENQ ficaram muito menores do que os

valores experimentais com diferença mínima de 60% para o H30. Também para a

condição de 105 Nm foi verificada a necessidade de ajustar os fatores de emissão do

BOOST para cada combustível, sendo os valores mostrados na Tab. 4.28.

Tabela 4.28 – Fatores de emissões ajustados para cada combustível –105 Nm,

3875 rpm

Combustível CO_

MULT

NOx_

MULT

NOx_

POST

HC_

MULT

HC_

POST

HC_

PARTIAL

H0 0,0003 1 1,06 1 3,7 1

H30 0,00001 1 0,56 1 0,8 1

H50 0,000001 1 0,35 1 0,4 1

H80 0,000001 1 0,25 1 0,14 1

H100 0,000001 1 0,19 1 0,1 1

Da Tab. 4.28 pode ser verificado que os parâmetros NOx_POST e HC_POST

seguem um comportamento não linear com a adição de etanol.

Os valores simulados para CO, NOx e HCENQ, usando os valores dos

parâmetros de emissões da Tab. 4.28, são mostrados nas Tabs. 4.29 e 4.30.

Tabela 4.29 – Resultado das simulações de CO com parâmetros de emissões

ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.


H0 1,94 1,96 1

H30 1,98 1,01 -44

H50 1,69 0,73 -57

H80 1,63 0,49 -70

H100 1,5 0,42 -72

147

Tabela 4.30 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx com parâmetros de

emissões ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.

Combustível HCENQ

EXP (ppm)

HCENQ SIM

(ppm)

Dif (%)

NOx EXP (ppm)

NOx SIM (ppm)

Dif (%)

H0 1064 1056 -0,1 1940 1938 -0,1

H30 1011 1006 -0,5 1897 1968 3,7

H50 1056 1038 -1,7 1955 1907 -2,4

H80 1091 1147 5,1 1892 1980 4,7

H100 1110 1052 -5,2 1888 1850 -2

Das Tabs. 4.28 e 4.30, pode ser verificado que foi possível a obtenção de

valores de simulação com erros máximos de 3,7% para o NOx, com o uso do H30, e de

-5,6% para o HCENQ, com o uso do H30. Apenas foi necessário o ajuste dos

parâmetros relacionados ao mecanismo de pós-oxidação (NO_POST e HC_POST).

Apenas para o uso da gasolina (H0) foi utilizado um valor maior do que 1 para esses

parâmetros.

Com base nas Tabs. 4.28 e 4.29 pode ser verificado que, com relação aos

valores simulados de CO, para a condição de 105 Nm, o modelo do BOOST apenas

permite o ajuste para a gasolina (H0), uma vez que a partir do uso de H30, as

diferenças entre os valores simulados e os experimentais (Dif) ultrapassam 40%.

Conforme mencionado nas simulações de 60 Nm, para a modelagem de CO, são

necessários estudos adicionais para adequação das equações de cinética química, de

forma que possam considerar o efeito do uso do etanol hidratado.

Com base nos resultados de simulação das condições de 60 Nm e 105 Nm

pode ser verificado que:

- Com o uso dos parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0), de forma

geral, não foram obtidos resultados de simulação com erros menores que 5% para os

outros combustíveis (H30, H50, H80 e H100). A exceção foi o poluente NOx para o uso

de até 50% de etanol hidratado (H50).

- Com o uso de parâmetros de emissão ajustados para cada combustível foi possível,

de forma geral, a obtenção de erros menores que 5% nas simulações de HCENQ

(hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado) e NOx. Com relação ao CO, na

condição de 60 Nm, apenas com o uso de H100 não foi possível a obtenção de

148

resultados satisfatórios. Porém, na condição de 105 Nm, para o poluente CO, apenas

com o combustível H0 foi possível a obtenção de valores simulados próximos aos

valores experimentais.

- Devem ser feitos estudos futuros de verificação da influência da presença do etanol

hidratado nos mecanismos de cinética química conhecidos e também no programa

BOOST, para futuro aperfeiçoamento desses cálculos e dos resultados de simulação.

- Com relação à sensibilidade das variações dos parâmetros de entrada do BOOST, foi

verificado para a condição de 60 Nm e combustível H0 (gasolina) que a razão ar-

combustível e a duração da curva de Wiebe são os dois parâmetros mais significativos,

com influência nas variações dos valores simulados de pressão e de emissões de

poluentes.

- A partir dos resultados das simulações, seria importante se ter um trabalho futuro

com o estudo de novos mecanismos para a formação de hidrocarbonetos e etanol não

queimado. Essas emissões, de forma geral, foram superestimadas pelo modelo do

BOOST e corrigidos pelo parâmetro de ajuste de pós-oxidação do programa.

- Ainda precisam ser aprimorados os modelos de cálculo da emissão de aldeídos, que

podem ser importantes para o estudo do desempenho de motores FLEX. Dessa forma

os valores disponíveis nos experimentos dessa tese poderiam ser usados para

calibração e/ou validação de modelos de formação de acetaldeído e formaldeído, como

o proposto no trabalho de COSTA (2007).

Os resultados da simulação com torque de 60 Nm foram publicados em congresso de

combustão da Alemanha (MELO et al., 2012c). Os resultados completos da simulação

foram enviados para o congresso da SAE 2012 (MELO et al., 2012d).

149

CAPÍTULO 5

CONCLUSÕES

5.1 Considerações Finais

Foram implantados procedimentos e metodologias experimentais, alguns

inéditos no país, para aumento da confiabilidade dos dados, com destaque para:

medição da pressão do cilindro e cálculo de dados de combustão do motor; medição

de emissões de poluentes, incluindo aldeídos, etanol não queimado e hidrocarbonetos

totais pela técnica de FTIR (espectroscopia no infra-vermelho por transformada de

Fourier), sendo o equipamento configurado para a medição de misturas de etanol

hidratado na gasolina; detecção automática do ruído de detonação a partir do sinal da

curva de pressão; uso de software específico para tratamento estatístico dos dados;

uso de ferramenta de alinhamento a laser para levantamento do curso das válvulas em

função do ângulo de eixo do virabrequim; uso de central eletrônica programável com

avanço ajustado para torque máximo para cada combustível, além do cálculo da

emissão específica a partir de equação que considera a razão hidrogênio-carbono para

cálculo da massa molecular da exaustão e dos hidrocarbonetos, entre outros

procedimentos e metodologias implantados.

Para a simulação computacional foi utilizado o software AVL BOOST com o

modelo de combustão Wiebe de 2 zonas e mecanismos de cinética química para

cálculo dos poluentes. Também foi usado o modelo de Woschni para a estimativa do

coeficiente de transferência de calor. Houve a necessidade de levantamento de vários

parâmetros geométricos do motor para uma adequada calibração do programa. Foi

escolhida a rotação de 3875 rpm e os torques de 60 Nm e 105 Nm para a realização

de simulação computacional para todos os combustíveis.

Entre as principais conclusões da parte experimental destacam-se:

• Combustão:

A adição de etanol proporcionou calibrações do motor nos pontos de máximo

torque com menores ocorrências de detonação e com o uso de maiores ângulos de

avanço, conforme verificado também por BAÊTA (2006) e por MELO et al. (2007).

Como conseqüência, as pressões máximas no cilindro foram superiores e observou-se

variação do ângulo do eixo do virabrequim em que estas ocorrem. Para a rotação de

3875 rpm, a detonação foi crítica para a gasolina (H0) e para o combustível H30,

150

levando a valores menores de avanço do que os obtidos para o valor de máximo

torque. TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007) e KOÇ et al. (2009) também verificaram a

ocorrência de detonação com o uso da gasolina em determinadas condições de

operação. Na rotação de 3875 rpm, com a adição de etanol, o motor apresentou uma

tendência de antecipação das curvas de fração de massa de combustível queimado e

das curvas de taxa de calor liberado devido ao aumento do valor do avanço de ignição.

Com relação a duração de combustão não foi verificada uma mudança significativa

devido à adição de etanol, com exceção do combustível H0 no torque 60 Nm, uma vez

que com esse combustível o avanço de ignição foi limitado pela ocorrência de

detonação. Esse fato promoveu uma combustão menos eficiente ocasionando um

aumento da duração de combustão com o uso da gasolina (H0).

Com relação à estabilidade da combustão, para o torque de 105 Nm, a adição

de etanol promoveu uma redução no coeficiente de variação da pressão máxima,

conforme constatado por CEVIZ (2004). Isso pode ser atribuído ao fato do etanol

hidratado ser uma substância composta apenas por etanol e água, o que pode

minimizar variações de combustão em relação à gasolina que pode possuir centenas

de diferentes tipos de hidrocarbonetos em sua composição. As observações

qualitativas do comportamento da combustão do motor FLEX usado nesse trabalho na

comparação da gasolina (H0) e do etanol hidratado (H100) também foram constatadas

por MELO et al. (2007).

− Consumo específico e Eficiência Global:

Com a adição de etanol, o consumo específico aumentou de forma significativa

para todas as condições de operação estudadas, devido ao menor valor de poder

calorífico desse combustível (24 MJ/kg) em relação à gasolina (38,9 MJ/kg). Para a

rotação 3875 rpm, por exemplo, o consumo específico do etanol hidratado 100%

(H100), em relação a gasolina (H0), foi elevado em cerca de 51% para ambos os

torques. Cabe notar que o PCI da gasolina (H0) é cerca de 57% superior ao do etanol

hidratado (H100). Na comparação dos combustíveis, a diferença nos níveis de variação

do consumo específico e do poder calorífico inferior pode ser explicada pela maior

eficiência do etanol hidratado (H100), de cerca de 5% em relação a gasolina (H0). A

mistura H30 também apresentou, de forma geral, valores de eficiência maiores do que

a gasolina (H0) e a mistura H50. As diferenças de consumo específico encontradas

entre o etanol hidratado e a gasolina estão próximas dos valores reportados de 48% a

54%, respectivamente, por MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010).

151

− Emissões:

- CO2: No geral, com a adição de etanol, as emissões específicas de CO2

aumentaram, fato também verificado por HSIEH et al. (2002), TOPGÜL (2006) e KOÇ

et al. (2009). Isto ocorre em função do aumento de consumo de combustível e da

vazão mássica de carbono para os combustíveis H30 até H100. A redução de CO2

com adição de etanol ocorre apenas na transição da gasolina (H0) para H30 para

ambas as condições de torque (60 Nm e 105 Nm). Este comportamento é explicado

pela maior vazão mássica de carbono, quando usando a gasolina em comparação com

o H30.

- CO: As emissões de CO apresentaram uma tendência de redução com a

adição de etanol devido à presença de oxigênio em sua molécula que favorece a

oxidação do CO em CO2. Os resultados encontrados estão de acordo com os

trabalhos publicados por KOÇ et al. (2009) e COSTA et al. (2010).

- NOx: Para a condição de torque 60 Nm, existe uma tendência de redução das

emissões de NOx nas rotações de 1500 e 2250 rpm na condição estequiométrica (60

Nm) quando da adição de etanol. Essa tendência está de acordo com o estudo de

COSTA et al. (2010). Para a condição de 3875 rpm, 60 Nm existe um decréscimo dos

valores de NOx quando usando H0 e H30, quando comparados com H50, H80 e H100.

Os avanços obtidos para a gasolina (H0) e o H30 foram limitados pela detonação,

levando a menores temperaturas na câmara de combustão, o que explica esse

comportamento. Níveis mais elevados de adição de etanol, acima do H50, não

apresentaram valores de NOx mais elevados. Para a condição de 105 Nm, quando

adicionando etanol na condição de 4500 rpm (rotação elevada), os valores de NOx

aumentaram em comparação com a gasolina, como mostrado por COSTA et al. (2010).

Para a rotação de 3875 rpm, não existe uma mudança significativa nos níveis de NOx

com a adição de etanol. Para a rotação de 2250 rpm, o etanol hidratado 100%

apresentou valores mais elevados de NOX do que a gasolina (H0). Os combustíveis

H30 e H50 apresentaram valores similares e mais elevados do que o H100 e o H80

mostrando que, apesar das variações encontradas, a adição de etanol para baixas

velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como observado para o

torque 60 Nm e conforme publicado por COSTA et al. (2010).

152

- Hidrocarbonetos, Aldeídos e etanol não queimado: Devido ao maior conteúdo

de oxigênio do etanol, com a adição desse combustível à gasolina, há um decréscimo

das emissões de THC e um aumento significativo das emissões de etanol não

queimado e aldeídos (acetaldeído e formaldeído). Usando o equipamento FTIR foi

possível se medir esses poluentes de forma separada e sem a interferência de

compostos oxigenados do escapamento, evitando os problemas de interferência que

podem ser encontrados com o analisador do tipo FID (Detector por Ionização de

Chama), conforme trabalhos de SANDSTROEM-DAHL et al. (2010) e WALLNER et al.

(2010). Também cabe ressaltar que o equipamento FTIR realiza a medição em tempo

real em comparação com a técnica de cromatografia líquida do tipo HPLC (High

Performance Liquid Chromatograph), usada para a medição de aldeídos, e com a

cromatografia gasosa, usada para a medição de etanol não queimado, ambas técnicas

que requerem muito tempo de preparação de amostras e de análises em um

laboratório químico.

Com relação à simulação, a partir da experiência do trabalho de MELO (2007),

foi utilizado um valor em torno de 1 para o parâmetro m da equação de Wiebe, sendo o

ajuste do parâmetro a feito de forma empírica. A adição de etanol proporcionou de

forma geral um aumento do parâmetro a até a simulação do combustível H80. O etanol

hidratado 100% apresentou um valor de a menor do o valor usado para o combustível

H80. Os valores de pressão máxima e IMEP para ambos os torques tiveram diferenças

máximas menores que 5% em relação aos valores experimentais. Os perfis das curvas

de pressão simuladas para ambos os torques apresentaram valores muito próximos

dos valores experimentais.

Após as simulações das curvas de pressão foram feitos ajustes no modelo de

emissões para a simulação de CO, NOx e THC. Para a calibração do modelo de

simulação de hidrocarbonetos foi considerado como valor de referência experimental a

soma do valor de hidrocarbonetos com o valor de etanol não queimado. Apenas o

parâmetro de pós-oxidação foi suficiente para os ajustes das emissões de THC e NOx,

que foram ajustados de forma empírica para cada um dos combustíveis. Para os

ajustes do CO foi utilizado o parâmetro que corrige a taxa de formação do poluente.

Com base nos resultados de simulação das condições de 60 Nm e 105 Nm para

a rotação de 3875 rpm, pode ser verificado que:

- Os parâmetros de emissões que foram ajustados inicialmente para a gasolina, de

forma geral, não foram adequados para os outros combustíveis com maior teor de

etanol, proporcionando erros de simulação maiores que 5% para todos os poluentes. A

153

exceção foi o poluente NOx para o uso de até 50% de etanol hidratado (H50), em que

foram obtidos erros menores que 5%. Para os combustíveis H80 e H100 o NOx

apresentou erros maiores do que 30% em relação aos valores experimentais. Esse fato

mostra a dificuldade desse modelo ter um caráter preditivo quando do uso de

diferentes percentuais de etanol adicionados à gasolina.

- Os ajustes dos parâmetros de emissões específicos para cada combustível permitiu,

de forma geral, erros de simulação menores que 5% para o HCENQ (Hidrocarbonetos

somados ao etanol não queimado) e para o NOx. Com relação ao CO, na condição de

60 Nm, apenas com o uso de H100 não foi possível a obtenção de resultados com

erros menores que 5%. Entretanto, nas simulações de torque 105 Nm, para o poluente

CO, apenas o combustível H0 permitiu ajustes com erros de simulação menores que

5%, o que mostra uma limitação do modelo para o uso de elevados percentuais de

etanol para a simulação da formação de monóxido de carbono.

- A razão ar-combustível e a duração total da curva de Wiebe foram os dois

parâmetros de entrada com maiores influências na variação dos parâmetros de saída

(curva de pressão e emissões), conforme estudo de sensibilidade feito no trabalho.

- Novos mecanismos de cinética química devem ser estudados para a formação de

hidrocarbonetos e de etanol não queimado, uma vez que as simulações mostraram

que os resultados foram superestimados pelo modelo com necessidade de correção

pelo parâmetro de ajuste de pós-oxidação do programa.

- O uso de modelos de cálculo da emissão de aldeídos, como o proposto por COSTA

(2007), validados experimentalmente com os dados dessa tese, podem ser importantes

para o estudo das emissões de motores FLEX, em especial na partida a frio desses

veículos.

154

5.2 Contribuição da Tese de Doutorado

Dentre as contribuições dessa tese de doutorado se destacam:

• Disponibilização de dados detalhados de análises físico-químicas de diferentes

misturas de gasolina e etanol hidratado que, por não serem de fácil acesso a várias

empresas e universidades, poderão possibilitar uma maior precisão na calibração de

motores FLEX ou nas simulações computacionais que envolvam trabalhos com

misturas de gasolina e etanol hidratado.

• Análise experimental e disponibilização de parâmetros de desempenho, de

combustão e de emissões para diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina.

Esses resultados podem contribuir para estudos de eficiência global e de redução de

emissões em veículos FLEX, incluindo possibilidade de validação de novos modelos

computacionais para esses veículos.

• Resultados experimentais da emissão de hidrocarbonetos, aldeídos e etanol não

queimado por técnica de espectroscopia no infravermelho com transformada de Fourier

(FTIR), representando uma evolução dos resultados reportados na literatura que usam

o método FID. Esses resultados poderão ser usados para calibrar modelos de etanol

não queimado e de aldeídos ainda em fase de desenvolvimento no país.

• Análise da combustão e da eficiência global do motor FLEX operando com

diferentes misturas de etanol hidratado e em várias condições de operação, que

poderão aprofundar discussões sobre a eficiência do motor FLEX que precisa ser

aprimorada.

• Simulação do motor FLEX com estudo de verificação dos limites de aplicação da

equação de Wiebe duas zonas como ferramenta para uso em modelagem quasi-

dimensional acoplada a modelos de cinética-química para simulação de emissões de

diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina. Os resultados mostraram que há a

necessidade principalmente para as emissões de monóxido de carbono, de se

pesquisar aprimoramentos nos modelos de cinética química para considerar os efeitos

da adição de etanol à gasolina.

155

5.3 Trabalhos Futuros

Após a conclusão da análise experimental e das simulações dessa tese foi

possível se visualizar propostas de trabalhos futuros que podem contribuir para a

continuidade das pesquisas realizadas em motores FLEX, como a seguir:

− Realização de ensaios experimentais adicionais com a adição de etanol hidratado

com percentuais entre 0 e 30% (v/v) na gasolina de forma a se estudar em maiores

detalhes o desempenho e as emissões desses combustíveis, uma vez que houve uma

diferença de desempenho significativa entre o uso do H0 e do H30.

− Elaboração de um modelo computacional de emissões para hidrocarbonetos, etanol

não queimado e aldeídos a ser validado com os dados experimentais disponibilizados

nesse trabalho, o que seria considerado uma contribuição importante para os estudos

de motores FLEX.

− Aprofundar os estudos sobre formação de NOx em função da ocorrência de

detonação e de adição de etanol, tema importante para o melhor entendimento dos

motores FLEX. Devem ser inseridas outras misturas de combustíveis nesse estudo.

− Estudar modificações nos mecanismos de cinética química conhecidos na literatura

para o NOx e para o CO de forma a se diminuir a necessidade de ajustes adicionais

com a adição de etanol hidratado.

− Realizar simulações com o programa BOOST usando o modelo de propagação de

chama (fractal) e ver as limitações com o uso de misturas de etanol na gasolina.

− Realizar acoplamento do programa BOOST com o programa CHEMKIN para

aprimoramento dos mecanismos de cinética química usados no trabalho.

156

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

ABNT – ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE NORMAS TÉCNICAS, 1996, Veículos

rodoviários – código de ensaio de motores – potência líquida efetiva, NBR

ISO1585.


rodoviários automotores leves – Determinação de hidrocarbonetos, monóxido

de carbono, óxidos de nitrogênio, dióxido de carbono e material particulado no

gás de escapamento, NBR 6601.


rodoviários automotores leves – Determinação de aldeídos e cetonas contidos

no gás de escapamento, por cromatografia líquida – Método DNPH,

NBR 12026.

ALBRECHT, A., CORDE, G., KNOP, V., et al., 2005, “1D Simulation of turbocharged

gasoline direct injection engine for transient strategy optimization”, SAE 2005

World Congress & Exhibition, 2005-01-0693, Detroit, MI, USA, Abril.

AL-FARAYEDHI, A.A., AL-DAWOOD, A.M., GANDHIDASAN, P., 2004, “Experimental

Investigation of SI Engine Performance Using Oxygenated Fuel”, American

Society of Mechanical Engineers, Internal Combustion Engine Division ICE, v.

38, pp. 7-18.

AL-HASAN, M., 2003, “Effect of ethanol-unleaded gasoline blends on engine

performance and exhaust emission”, Energy Conversion and Management, v.

44, n. 9, pp. 1547-1561.

ALIX, G., PERA, C. BOHBOT, J., et al., 2011, “Comparison of 0D and 1D duct system

modeling for naturally aspirated spark ignition engines”, SAE Technical Paper

n o 2011-01-1898.

ALLA, G. H. A., 2002, “Computer simulation of a four stroke spark ignition engine”,

Energy Conversion and Management, v.43, n. 8, pp. 1043-1061.

AMBROSIO, S., MISUL, D., SPESSA, E., et al., 2005, “Evaluation of combustion

velocities in bi-fluel engines by means of an enhanced diagnostic tool based on

a quasi-dimensional multizone model”, SAE 2005 World Congress &

Exhibition, 2005-01-0245, Detroit, MI, USA, Abril.

157

AMORIM, R.J., BAÊTA, J.G.C., VALLE, R.M., et al., 2005a, ”Experimental Analysis of

Flexible Fuel Systems in Spark Ignition Engine”, SAE 2005 Fuels &

Lubrificants Meeting & Exhibition, 2005-01-2183, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

AMORIM, R.J., BAÊTA, J.G.C., VALLE, R.M., et al., 2005b, ”Performance Analysis of a

CNG-Fuelled Flex Engine to Different Compression Ratios”, 18th International

Congress of Mechanical Engineering, Ouro Preto, MG, Brasil.

AMORIM, R.J., BAÊTA, J.G.C., VALLE, R.M., et al., 2005c, ”Analysis of an Otto cycle

engine performance regarding alcohol concentration in gasoline and CNG

usage”, 18th International Congress of Mechanical Engineering, Ouro Preto,

MG, Brasil.

ANP – AGÊNCIA NACIONAL DE PETRÓLEO GÁS E COMBUSTÍVEIS RENOVÁVEIS,

2005, Especificações para a gasolina automotiva utilizada como padrão para

os ensaios de consumo de combustível e emissões veiculares, Resolução no

06.


2011a, Especificações para a comercialização de gasolina automotiva no

Brasil, Resolução no 57.


2011b, Especificações para a comercialização de álcool etílico hidratado

combustível no Brasil, Resolução no 7.

ANDERSON, J.D., 2003, Modern Compressible flow with historical perspective, 3

edição, McGraw-Hill, New York, EUA.

AVL, 2011, AVL BOOST Version 2011 – Theory, Graz, Austria.

BAÊTA, J. G. C., AMORIM, J. R., VALLE, R. M., 2005, “Multi-fuel spark ignition engine

– optimization performance analysis”, SAE Technical Paper 2005- 01-4145

BAÊTA, J. G. C., 2006, Metodologia experimental para maximização do desempenho

de um motor multicombustível turboalimentado sem prejuízo à eficiência

global, Tese de D. Sc., UFMG, Belo Horizonte, MG, Brasil.

BALL, J. K., STONE, C. R., COLLINGS, N., 1999, “Cycle-by-cycle modeling of NO

formation and comparison with experimental data”, Proceedings of the

Institution of Mechanical Engineers, v. 213, Part D, pp. 175-189.

BARROS, J.E.M., 2003, Estudo de motores de combustão interna aplicando análise

orientada a objetos, Tese de D.Sc., UFMG, Belo Horizonte, MG, Brasil.

158

BAYRAKTAR, H., DURGUN, O., 2003, “Mathematical modeling of spark-ignition engine

cycles”, Energy Sources, v. 25, n. 7, pp. 651-666.

BAYRAKTAR, H., 2005, “Experimental and theoretical investigation of using gasoline-

ethanol blends in spark-ignition engines”, Renewable Energy, v. 30, pp. 1733-

1747.

BAYRAKTAR, H., 2007, “Theoretical Investigation of flame propagation process in an

SI engine running on gasoline-ethanol blends”, Renewable Energy, v. 32, pp.

758-771.

BENSON, R. S., ANNAND, W. J. D., BARUAH, P. C., 1975, “A simulation model

including intake and exhaust systems for a single cylinder four-stroke cycle

spark ignition engine”, International Journal of Mechanical Science, Pergamon

Press, v. 17, pp. 97-124.

BOHBOT, J., LAFOSSAS, F. A., ALBRECHT, P., et al., 2004, “A new coupling

approach using a 1D system simulation software and a 3D combustion code

applied to transient engine operation”, SAE 2004 Powertrain & Fluid Systems

Conference & Exhibition, 2004-01-3002, Tampa, FL, USA, Outubro.

BOSCH, 2004, Automotive Hand Book, 6a edição, Society of Automotive Engineers,

Germany.

BOUGRINE, S., RICHARD, S., VEYNANTE, D., 2009, “Modeling and Simulation of the

Combustion of Ethanol blended Fuels in a SI Engine using a 0D Coherent

Flame Model”, SAE Technical Paper 2009-24-0016.

BUCCI, A., ANDRADE, A., DAMASCENO, F., et al., 2003, “SFS - Software Flexfuel

Sensor – O sistema para um novo carro a álcool”, XII Simpósio Internacional

de Engenharia Automotiva – SIMEA 2003, AEA, SP, Brasil.

CALADO, V.; MONTGOMERY, D. C.; 2003, “Planejamento de Experimentos usando o

Statistica”, E-papers, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

CARPENTER, M. H., RAMOS, J.I.S., 1985, “Mathematical modeling of spark-ignition

engines”, Applied Mathematical Modeling, v. 9, no 1, pp. 40-52.

CARVALHO, R. N., MAIA, D. M., ALZUGUIR, C. G., 2011a, “Eficiência Energética

Veicular: Qual a Melhor Estratégia para o Brasil?”, XIX Simpósio Internacional

de Engenharia Automotiva SIMEA 2011, São Paulo, SP, Brasil.

159

CARVALHO, L. O., 2011b, Modelagem computacional integrada e análise energética

de sistemas de cogeração com motores de combustão interna, Tese de D.

Sc., COPPE/UFRJ, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

CATON, J. A., 2000a, “Comparisons of instructional and complete versions of

thermodynamic engine cycle simulations for spark-ignition engines”,

International Journal of Mechanical Engineering Education, v.29, n. 4, pp. 284-

306.

CATON, J. A., 2000b, “The effect of burn rate parameters on the operating attributes of

a spark-ignition engine as determined from second law of thermodynamics”,

Spring Engine Technology Conference of the ASME-ICED, San Antonio, TX,

USA, Abril.

CATON, J. A., 2001, “A multiple-zone cycle simulation for spark-ignition engines:

thermodynamic details”, Fall Technical Conference of the ASME-ICED,

Argonne, IL, USA, Setembro.

CELIK, M. B., 2008, “Experimental determination of suitable ethanol–gasoline blend

rate at high compression ratio for gasoline engine”, Applied Thermal

Engineering, v. 28, pp. 396-404.

CEVIZ, M.A., YÜKSEL, F., 2005, “Effects of ethanol-unleaded gasoline blends on cyclic

variability and emissions in an SI engine”, Applied Thermal Engineering, v. 25,

pp. 917-925.

CFR – CODE OF FEDERAL REGULATIONS, 2009, Subpart E - Gaseous Exhaust Test

Procedures, v. 40. Sect. 91.401.

COLAÇO, M. J., TEIXEIRA, C. V., DUTRA, L. M., 2010a, “Thermodynamic simulation

and optimization of diesel engines operating with diesel and biodiesel blends

using experimental data”, Inverse Problems in Science & Engineering, v. 18, p.

787-812.

COLAÇO, M. J., TEIXEIRA, C. V., DUTRA, L. M., 2010b, “Thermal Analysis of a Diesel

Engine Operating with Diesel-Biodiesel Blends”, Fuel, v. 89, p. 3742-3752.

CORDTZ, R., IVARSSON, A., SCHRAMM, J., 2011, “Steady state investigation of DPF

soot burn rates and DPF modeling“, SAE Technical Paper, 2011-24-0181.

CHAN, S. H., ZHU, J., 2001, “Modeling of engine in-cylinder thermodynamics under

high values of ignition retard”, International Journal of Thermal Science, v. 40,

pp. 94-103.

160

CONAMA – CONSELHO NACIONAL DO MEIO AMBIENTE, 2002, Resolução

CONAMA número 315, Dispõe sobre a nova etapa do Programa de Controle

de Emissões Veiculares – PROCONVE.

COSTA, T.O, 2007, Modelagem da Formação e Emissões de Aldeídos em Motores

Operando com Etanol, Dissertação de M. Sc., PUC, Belo Horizonte, MG,

Brasil.

COSTA, C. R., SODRÉ, R. J., 2010, “Hydrous ethanol vs. gasoline-ethanol blend:

Engine performance and emissions”, Fuel, v. 89, pp. 287-293.

D´ERRICO, G., LUCCHINI, T., 2005, “A combustion model with reduced kinetic

schemes for SI engines fuelled with compressed natural gas”, SAE 2005 World

Congress & Exhibition, 2005-01-1123, Detroit, MI, USA, Abril.

D’ERRICO, G., FERRARI, G., ONORATI, A., et al., 2002, “Modeling the pollutant

emissions from a SI engine”, SAE Technical Paper 2002-01-0006.

DAI, W., CHEEMALAMARRI, S., ERIC,W., et al., 2003, “Engine cycle simulation of

ethanol and gasoline blends”, SAE 2003 Powertrain & Fluid Systems

Conference & Exhibition, 2003-01-3093, Pittsburgh, PA, USA, Outubro.

DAMASCENO, F., MONTANARI, G., RAMIRES, C., 2005, “CO2 evitado por veículos

flex”, XIII Simpósio Internacional de Engenharia Automotiva – SIMEA 2005,

São Bernardo do Campo, SP, Brasil, Outubro.

DA SILVA, A.H.M.F, 2010, Critério de falha para juntas coladas submetidas a

carregamentos complexos, Tese de D. Sc., UFF, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

DE PAULA, E. A. M., 2006, Simulação de um motor a gasolina utilizando modelo

quase-dimensional para diferentes razões volumétricas de compressão,

Dissertação de M.Sc., UFMG, Belo Horizonte, MG, Brasil.

DODGE, L. G., KUBESH, J. T., NAEGELI, D. W., et al., 1998, “Modeling NOx

emissions from lean-burn natural gas engines”, SAE International Fuels &

Lubricants Meeting & Exposition , Dearborn, n. 981389, MI, USA, Maio.

EMERY, P., MAROTEAUX, F., SORINE, M., 2003, “Modeling of combustion in gasoline

direct injection engines for the optimization of engine management system

through reduction of tree-dimensional models to (n x one-dimensional)

models”, Jornal of Fluids Engineering, v. 125, pp. 520-532.

161

FOIN, C., NISHIWAKI, K., YOSHIHARA, Y., 1999, “A diagnostic bi-zonal combustion

model for the study of knock in spark-ignition engines”, Society of Automotive

Engineers of Japan, v.20, n. 3, pp. 401-406.

GALINDO, J., CLIMENT, H., PLÁ, B., et al., 2011, ”Correlations for Wiebe function

parameters for combustion simulation in two-stroke small engines”, Applied

Thermal Engineering, v. 31, pp. 1190-1199.

GANESAN, V., 1996, Internal Combustion Engines, 2 ed., McGraw-Hill. New York,

USA.

GARNIER, C., BELLETTRE, J., TAZEROUT, M., et al., 2005, “Model reduction for

automotive engine to enhance thermal management of european modern

cars”, SAE 2005 World Congress & Exhibition, 2005-01-0700, Detroit, MI,

USA, Abril.

GOLUB, A., GHONIEM, A., 1999, “Modeling NOx formation in a small bore, lean natural

gas, spark ignition engine”, SAE International Fuels & Lubricants Meeting &

Exposition, 1999-01-3480, Toronto, Canada, Outubro.

GRILL, M., BILLINGER, T. , BARGENDE, M., 2006, “Quasi-dimensional Modeling of

Spark Ignition Engine Combustion with Variable Valve Train”, SAE Technical

Paper n o 2006-01-1107.

GRILL, M., BARGENDE, M., RETHER, D. , et al., 2010, “Quasi-dimensional and

empirical Modeling of Compression-Ignition Combustion and Emissions”, SAE

Technical Paper n o 2010-01-0151.

HE, B., JIAN-XIN, W., JI-MING, H., et al., 2003, “A study on emission characteristics of

an EFI engine with ethanol blended gasoline fuels”, Atmospheric Environment,

v. 37, pp. 949-957.

HEYWOOD, J. B., 1976, “Pollutant formation and control in spark-ignition engines”

Energy Combustion Science, v. 1, pp. 135-164.

HEYWOOD, J. B., HIGGINS, J. M., TABACZYNSKI, R. J., 1979, “Development and use

of a cycle simulation to predict SI engine efficiency and NOx emissions”, SAE

Technical Papers, n. 790291, pp 1-26.

HEYWOOD, J. B., 1980, “Engine combustion modeling - an overview”, In: Combustion

Modeling in Reciprocating Engines, Plenum Publishing Corporation, pp. 33-35,

USA.

162

HEYWOOD, J. B., 1988, Internal Combustion Engine Fundamentals, 1 ed., McGraw-

Hill. New York, USA.

HIRES,S. D., TABACZYNSKI, R. J., NOVAK, J. M., 1979, “The prediction of ignition

delay and combustion intervals for homogeneous charge, spark ignition

engine”, SAE Technical Paper, 780232.

HSIEH, W., CHENB, R., WUB, T., et al., 2002, “Engine performance and pollutant

emission of an SI engine using ethanol–gasoline blended fuels”, Atmospheric

Environment, v. 36, pp. 403-410.

HVEZDA, J., 2011, “Multi-Zone Models of Combustion and Heat Trasfer Processes in

SI Engiones”, SAE Technical Paper n o 2011-37-0024.

JAMES, E. H., 1984, “Combustion modelling in spark ignition engines”, Automotive

Engineer, v. 9, n. 3, pp. 29-33.

KLEEMAN, A. P., MENEGAZZI, P., HENRIOT, S., et al., 2003, “Numerical Study on

knock for an SI engine by thermally coupling combustion chamber and cooling

circuit simulation”, SAE 2003 World Congress & Exhibition, 2003-01-0563,

Detroit, MI, USA, Março.

KOÇ, M., SEKMEN, Y., TOPGÜL, T., YÜCESU, H.S., 2009, “The effects of ethanol-

unleaded gasoline blends on engine performance and exhaust emissions in a

spark-ignition engine”, Renewable Energy, v.34, n.10, pp. 2101-2106.

KODAH, Z. H., SOLIMAN, H. S., ABU QUDAIS, M., et al., 2000, “Combustion in a

spark-ignition engine”, Applied Energy, v.66, pp. 237-250.

KOZARAC, D., SJERIC, M., MAHALEC, I., 2010, “Introducing initial conditions with

non-uniform mixtures and fuel injection into the multi zone HCCI simulation

model”, SAE Technical Paper 2010-01-1083.

LANZAFAME, R., MESSINA, M., 2001, “Fuels characterization for use in internal

combustion engines”, Fall Technical Conference – ASME, 2001-ICE-421, ICE-

v. 37, n.2, pp. 137-145.

LANZAFAME, R., MESSINA, M., 2002, ”Experimental data extrapolation by using V

order logarithmic”, Spring Technical Conference of the ASME Internal

Combustion Engine Division, ICE v. 38, pp.147-153, Illinois, USA.

LANZAFAME, R., MESSINA, M., 2003, “ICE gross heat release strongly influenced by

specific heat ratio values”, International Journal of Automotive Technology, v.

4, n.3, pp. 125-133.

163

LANZAFAME, R., MESSINA, M., 2005, “New Gases Thermodynamic Properties Models

to Predict Combustion Phenomena”, SAE 2005 Fuels & Lubricants Meeting &

Exhibition, 2005-01-2112, Rio de Janeiro , RJ, Brasil, Maio.

LAVOIE, G. A., HEYWOOD, J. B., KECK, J. C., 1970, “Experimental and theoretical of

nitric oxide formation in internal combustion engines”, Combustion Science and

Technology, v. 1, pp. 313-326.

LAVOIE, G. A., BLUMBERG, P. N., 1980, “A fundamental model for predicting fuel

consumption, NOx and HC emissions of the conventional spark-ignited

engine”, Combustion Science and Technology, v. 21, pp. 225-258.

LEFEBVRE, A., GUILAIN, S., 2005, “Modeling and Measurement of the transient

response of a turbocharged SI engine”, SAE 2005 World Congress &

Exhibition, 2005-01-0691, Detroit, MI, USA, Abril.

LINDSTRÖM, F., ANGSTRÖM, H., E., KALGHATGI, et al., 2005, “An empirical SI

combustion model using laminar burning velocity correlations”, SAE 2005

Fuels & Lubricants Meeting & Exhibition, 2005-01-2106, Rio de Janeiro, Brasil,

Maio.

LIU, Y., REITZ, R. D., 1998, “Modeling of heat conduction within chamber walls for

multidimensional internal combustion engine simulations”, International Journal

of Heat Mass Transfer, v. 41, n. 6-7, pp. 859-869.

LOPER, G. A., BELL, S., 2004, “Simulation of a spark ignited engine”, ASME -

Proceedings of the Energy Sources Technology Conference, 94-ICE-17, pp. 1-

10.

MACEDO, I. C., NOGUEIRA, L. A. H., 2004, Avaliação da Expansão da Produção de

Etanol no Brasil, In: Prospecção Tecnológica: Biocombusíveis, Centro de

Gestão e Estudos Estratégicos, Brasília, DF, Brasil.

MACHADO, G. B., BARROS, J. E. M., BRAGA, S. L., et al., 2011, “Investigations on

surrogate fuels for high-octane oxygenated gasolines”, Fuel, v. 90, n. 2,

pp.640-646.

MARSON, A., PALMA, R., STEIN, R., 2003, “Benefícios do sistema multifuel”, XII

Simpósio Internacional de Engenharia Automotiva – SIMEA 2003, AEA, SP,

Brasil.

MASSA, C. V. C., 1992, Modelo Teórico Experimental para Análise da combustão em

motores Otto, Dissertação de M.Sc., PUC, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

164

MATTOS, H. S. C, SAMPAIO, E.M., DA SILVA, A. H. M. F. T.,2011, “Static failure

analysis of adhesive single lap joints”, International Journal of Adhesion and

Adhesives.

MELO, T.C.C., DIAS, A.L.F., 2004, “Experimental Methods for Reducing Uncertainty of

Measurement on Vehicle Emission Testing”, SAE 2004 Fuels & Lubricants

Meeting & Exhibition, 2004-01-1961, Toulouse, France, Junho.

MELO, T. C. C, 2006, “Incerteza de Medição em Ensaios de Emissões Veiculares -

Proposta de Metodologia de Cálculo”, INMETRO – Fórum de discussão de

ensaios de proficiência,Maio, Rio de Janeiro, RJ, Brasil, www.inmetro.gov.br.

MELO, T. C. C, MACHADO, G. B., LEÃO, R.R, et al., 2006, “Veículos leves a GNV –

Desafios de atendimento ao PROCONVE”, Congresso SAE Brasil 2006 – XV

Congresso e Exposição Internacional de Tecnologia da Mobilidade, 2006-01-

2823, SP, Brasil, Novembro.

MELO, T. C. C., 2007, “Modelagem Termodinâmica de um motor do ciclo Otto tipo

FLEX-FUEL funcionando com Gasolina, Álcool e Gás Natural”, Dissertação de

M. Sc., COPPE/UFRJ, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

MELO, T. C. C., MACHADO, G. B., MACHADO JR., R. T., et al., 2007, “In Cylinder

Pressure Curve Simulation On Multifuel Engines – a Comparison Between a

Polytrophic and General Thermodynamic Model for Gasoline, Ethanol and

Natural Gas”, 8th International Conference on Engines for Automobile. SAE

2007-24-0035, Itália.

MELO, T. C. C., COLNAGO, K., LOUREIRO, L. N., 2009, “Implantação dos Gases

Orgânicos do Tipo Não-Metano (NHOG) no Brasil”, XVII Simpósio

Internacional de Engenharia Automotiva SIMEA 2009, São Paulo, SP, Brasil.

MELO, T. C. C., MACHADO, G. B., OLIVEIRA, E. J., et al., 2010. “Experimental

investigation of different hydrous ethanol - Gasoline Blends on a Flex Fuel

Engine”, SAE Technical Paper 2010-36-0469.

MELO, T. C. C., MACHADO, G. B., OLIVEIRA, E. J., et al., 2011. “Different Hydrous

Ethanol-Gasoline Blends - FTIR Emissions of a Flex-Fuel Engine and

Chemical Properties of the Fuels”, SAE Technical Paper 2011-36-0080.

MELO, T.C.C., MACHADO, G.B., CARVALHO, L.O., et al., 2012a, “In Cylinder

Pressure Curve and Combustion Parameters Variability with Ethanol Addition”,

SAE Technical Paper no 2012-36-0486.

165

MELO, T.C.C., MACHADO, G. B., BELCHIOR, C.R.P., et al., 2012b, “Hydrous Ethanol-

Gasoline Blends: Combustion and Emission Investigations on a Flex-Fuel

Engine”, Fuel, http://dx.doi.org/10.1016/j.fuel.2012.03.018.

MELO, T.C.C., MACHADO, G. B., BELCHIOR, C.R.P., et al., 2012c, “Computer

Simulation of a Flex-Fuel Engine Running on Different Gasoline-Hydrous

Ethanol Blends”, SAE Technical Paper no 2012-36-4687.

MELO, T.C.C, MACHADO, G.B., OLIVEIRA, E.J., et al., 2012d, “Combustion and

Emission Analysis of Different Hydrous Ethanol-Gasoline Blends on a Flex-

Fuel Engine”, In: 10o International Symposium on Combustion Diagnostics,

Baden, Alemanha, Maio.

MITTAL, M., ZHU, G., SCHOCK, H.J., et al., 2008, “Burn rate analysis of an ethanol-

gasoline, dual fueled, spark ignition engine”, ASME International Mechanical

Engineering Congress and Exposition, v. 3, pp. 3-11.

MONTGOMERY, D. C., RUNGER, G. C., 1999, Estatística Aplicada e Probabilidade

Para Engenheiros, John Wiley & Sons, Tradução da 2 edição americana, Rio

de Janeiro, RJ, Brasil.

NAJAFI, G., GHOBADIAN, B., TAVAKOLI, T., et al., 2009, “Performance and exhaust

emissions of a gasoline engine with ethanol blended gasoline fuels using

artificial neural network”, Applied Energy, v. 86, pp. 630-639.

ONORATI, A., FERRARI, G., D’ERRICO, G., 2001, “1D Unsteady Flows with Chemical

Reactions in the Exhaust Duct-System of SI Engines: Predictions and

Experiments”, SAE Technical Paper n. 2001-01-0939.

ORBITAL ENGINE COMPANY, 2002, A Literature review based assessment on the

impacts of a 10% and 20% ethanol gasoline fuel blend on non-automotive

engines. Environment Australia (EA).

OZISIK, M. N., ORLANDE, H. R. B, 2000, Inverse Heat Transfer: Fundamentals and

Applications, 1a edição, Taylor & Francis, USA.

ORLANDINI, I., GARTUNG, K., SCHLERFER, J., 2009, ”Application of 3D-CFD

Simulations in the Development of Spark Plugs”, SAE Technical Paper n o

2009-01-0706.

OWEN, K., COLEY, T., 1995, Automotive Fuels Reference Book. 2a ed., Society of

Automotive Engineers, USA.

PARIOTIS, E.G., KOSMADAKIS, G.M., RAKOPOULOS, C.D., 2012, “Comparative

analysis of three simulation models applied on a motored internal combustion

166

engine”. Energy Conversion and Management, doi:10.1016/j.enconman

.2011.11.031.

PATTAS, K., HAFNER, G., 1973, “Stickoxidbildung bei der ottomotorischen

Verbrennung“, MTZ, v. 12, pp. 397-404.

PERINI, F., MATTARELLI, E., PALTRINIERI, F., 2010, “Development and Validation of

Predictive Emissions Schemes for Quasi-Dimensional Combustion Models”,

SAE Technical Paper n o 2010-01-0148.

PETERS, H., WORRET, R., SPICHER,U., 2001, “Numerical analyses of the

combustion process in a spark-ignition engine”, In: The fifth International

Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Internal

Combustion Engines, pp. 309-315, Nagoya, Japan, Julho.

POETSCH, C., OFNER, H., SCHUTTING, E., 2011, ”Assessment of a Multi Zone

Combustion Model for Analyses and Prediction of CI Engine Combustion and

Emissions”, SAE Technical Paper n o 2011-01-1439.

RAGGI, M. V. K., SODRÉ, J. R., 2003, “Model for Kinetic Formation of CO Emissions in

Internal Combustion Engines”, SAE Technical Paper 2003-01-3138.

RAGGI, M. V. K., 2005, Modelagem da cinética química de formação de NOx e CO em

motores com ignição por centelha, Dissertação de M. Sc., PUC-Minas, Belo

Horizonte, MG, Brasil.

RAGGI, M. V. K., SODRE, J. R., 2004, “Improvement of a model for calculation of

oxides of nitrogen emissions from spark ignition engines”, SAE Technical

Paper no 2004-01-3001

RAINE, R. R., WYSZYNSKI, L., STONE, R., 2002, “Modeling of NO emissions from

homogeneous and stratified charge spark ignition engines”, Proceedings of the

Institution of Mechanical Engineers, v. 216, part D, pp. 403-412.

RAKOPOULOS, C.D., MICHOS, C.N., GIAKOUMIS, E.G., 2008, “Availability analysis of

a syngas fueled spark ignition engine using a multi-zone combustion model”,

Energy, v. 33, pp. 1378– 1398.

RAKOPOULOS, C.D., MICHOS, C. N., GIAKOUMIS, E. G., 2009, “Thermodynamic

Analysis of SI Engine Operation on Variable Composition Biogas-Hydrogen

Blends Using a Quasi-Dimensional, Multi-Zone Combustion Model”, SAE

Technical Paper n o 2009-01-0931.

167

RAKOPOULOS, C.D., KOSMADAKIS, G.M., PARIOTIS, E.G., 2010a, “Critical

evaluation of current heat transfer models used in CFD in-cylinder engine

simulations and establishment of a comprehensive wall-function formulation”,

Applied Energy, v. 87, pp. 1612–1630.

RAKOPOULOS, C.D., KOSMADAKIS, G.M., PARIOTIS, E.G., 2010b, “Evaluation of a

combustion model for the simulation of hydrogen spark-ignition engines using

a CFD code”, International Journal of Hydrogen Energy, v. 35, pp. 12545-

12560.

RAMOS, J. A., 1989, Internal Combustion Engine Modeling, 1 ed., New York,

Hemisphere Publishing Corporation.

RAMANATHAN, S., HUDSON, A., STYRON, J., BALDWIN, B., et al., 2011, ”EGR and

SWIRL distribution analysis using coupled 1D – 3D CFP simulation for a

turbocharged heavy duty diesel engine”, SAE Technical Paper n. 2011-01-

2222.

SALES, L.C.M., SODRÉ, J. R., 2012a, “Cold start characteristics of an ethanol-fuelled

engine with heated intake air and fuel”, Applied Thermal Engineering, v. 40, pp.

198 – 201.

SALES, L.C.M., SODRÉ, J. R., 2012b, “Cold start emissions of an ethanol-fuelled

engine with heated intake air and fuel”, Fuel, v. 95, pp. 122 – 125.

SANDSTROEM-DAHL, C., ERLANDSOM, L., GASSTE, J., et al., 2010, “Measurement

methodologies for hydrocarbons, ethanol and aldehyde emissions from ethanol

fuelled vehicles”, SAE Technical Paper n. 2010-01-1557.

SANTOS JUNIOR, S. J. F., 2004, Modelo teórico para predição do ciclo operacional de

um motor de ignição por centelha movido à gás natural, Dissertação de M.Sc.,

COPPE/UFRJ, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

SCHMID, A., GRILL, M., BERNER, H., et al., 2009, ”Development of a Quasi-

Dimensional Combustion model for Stratified SI-Engines”, SAE Technical

Paper n o 2009-01-2659.

SCHUBERT, C., WIMMER, A., CHMELA, F., 2005, “Advanced heat transfer model for

CI engines”, SAE 2005 World Congress & Exhibition, 2005-01-0695, Detroit,

MI, USA, Abril.

SHUDO, T., SUZUKI, H., 2002, “Applicability of heat transfer equations to hydrogen

combustion”, Society of Automotive Engineers of Japan, v.23, n. 3,

pp. 303-308, July, Japan.

168

SODRÉ, J. R., 2000, “Modelling NOx emissions from spark-ignition engines”,

Proceedings of the Institution of Mechanical Engeneers; 214,8; Proquest

Science Journals; pp. 929.

SODRÉ, J. R., MORAIS, A. M., JUSTINO, A. M. A., et al., 2011, “Simulação numérica

de um motor diesel operando com hidrogênio como combustível“, SAE

Technical Paper 2011-36-0053.

SONG, J., SUNWOO,M., 2001, “Flame kernel formation and propagation modeling in

spark ignition engines”, Journal of Automobile Engineering, v. 215, part D, pp.

105-114.

SOYLU, S., VAN GARPEN, J., 2003, “Development of an autoignition submodel for

natural gas engines”, Fuel, v.82, n. 14, pp. 1699-1707.

SPHAIER, L.A., 2001, Introdução ao Mathematica, 1a ed., E-papers Serviços Editoriais,

Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

SUNG, N. W., JUN, S. P., 1997, “The effect of combustion chamber geometry in a SI

engine”, International Fuels & Lubricants Meeting & Exposition, 972996, Tulsa,

OK, USA, Outubro.

STONE, R., 1999, Introduction to Internal Combustion Engines, 3 ed., Society of

Automotive Engineers, Warrendale, PA, USA.

TENG, H., 2011, “A Thermodynamics Model for a single cylinder Engine with its intake/

exhaust systems simulating a turbo-charged V8 diesel Engine”, SAE

International Journal, 2011- 01- 1149, v. 4, n.1, pp. 1385 – 1392.

THOMPSON, I. G. M., SPENCE, S., MCCARTAN, C., et al., 2011, “One Dimensional

Modeling of a Turbogenerating Spark Ignition Engine Operating on Biogas”,

SAE Technical Paper n o2011-01-1144.

TOPGÜL, T., YÜCESU, H. S., ÇINAR, C., et al., 2006, “The effects of ethanol–

unleaded gasoline blends and ignition timing on engine performance and

exhaust emissions”, Renewable Energy, v. 31, pp. 2534-2542.

TRÁVEZ, F. A., 2010, Simulação de motores de combustão interna e previsão da

modificação da configuração da exaustão em motores de motocicleta,

Monografia de Graduação, UFMG, Belo Horizonte, MG, Brasil.

VALENTE, O.S., DA SILVA, M.J., BELCHIOR, C.R.P, 2010, “Fuel consumption and

emissions from a diesel power generator fuelled with castor oil and soybean

biodiesel”, Fuel, v. 89, pp. 3637-3642.

169

VALENTE, O.S., DA SILVA, M.J., BELCHIOR, C.R.P, 2011, “Physical–chemical

properties of waste cooking oil biodiesel and castor oil biodiesel blends”, Fuel,

v. 90, pp. 1700-1702.

VAN BASSHUYSEN, R., SCHAFER, F., 2002, Internal combustion handbook, USA,

SAE International.

VAN WYLEN, G., SONNTAG, R., BORGNAKKE, C., 1995, Fundamentos da

Termodinâmica Clássica Edgard Blücher, Tradução da 4a ed. Americana, São

Paulo, SP, Brasil.

VARDE, K.A B , JONES, A.A , KNUTSEN, A.A , et al., 2007, “Exhaust emissions and

energy release rates from a controlled spark ignition engine using ethanol

blends (2007) Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers”, Journal

of Automobile Engineering, v. 221, n. 8, Part D, pp. 933-941.

VERHELST, S., SHEPPARD, C.G.W., 2009, “Multi-zone thermodynamic modeling of

spark-ignition engine combustion – An overview”, Energy Conversion and

Management, v. 50, pp. 1326-1335.

VICENTINI, P.C., KRONENBERGER, S., 2005, ”Rating the performance of Brazilian

flex fuel Vehicles”, SAE 2005 Brasil Fuels & Lubricants Meeting & Exhibition,

2005-01-2206, Rio de Janeiro, Brasil, Maio.

VICENTINI P.C., 2011, Uso de modelos de de qualidade do ar para avaliação do efeito

do PROCONVE, entre 2008 e 2020 na região metropolitana do Rio de Janeiro,

Tese de D. Sc., COPPE/UFRJ, Rio de Janeiro, RJ, Brasil.

VIGGIANO, A., MAGI, V., 2012, “A comprehensive investigation on the emissions of

ethanol HCCI engines”, Applied Energy, v. 93, pp. 277–287.

WALNNER, T., FRAZEE, R., 2010, “Study of regulated and non-regulated emissions

from combustion of gasoline, alcohol fuels and their blends in a DI-SI engine”.

SAE Technical Paper 2010-01-1571.

WIMMER, A., PIVEC, R., SAMS, T. H., 2000, “Heat transfer to the combustion chamber

and portwalls of IC engines – Measurement and Prediction”, SAE World

Congress, 2000-01-0568, Detroit, MI, USA.

WOSCHNI, G., 1967, “A universally applicable equation for the instantaneous heat

transfer coefficient in the internal combustion engine”, SAE Technical Papers,

670931.

170

YASAR, O., 2001, “A new ignition model for spark-ignited engine simulations”, Parallel

Computing, v.27, n. 1-2, pp. 179-200.

YELIANA, Y., COONEY, C., WORM, J., et al., 2011, “Estimation of double-Wiebe

function parameters using least square method for burn durations of ethanol-

gasoline blends in spark ignition engine over variable compression ratios and

EGR levels”, Applied Thermal Engineering, v. 31, pp. 2213-2220.

YOON, S. H., HA, S. Y., ROH, H. G., et al., 2009, “Effect of bioethanol as an alternative

fuel on the emissions reduction characteristics and combustion stability in a

spark ignition engine”, Journal of Automobile Engineering, v. 223, Part D.

YOUSUFUDDIN, S., MEHDI, S.N., 2008, “Effect of ignition timing, equivalence ratio,

and compression ratio on the performance and emission characteristics of a

variable compression ratio si engine using ethanol-unleaded gasoline blends”,

International Journal of Engineering, v.21 n.1, pp. 97-106.

YÜCESU, H. S., TOPGÜL, T., ÇINAR, C., et al., 2006, “Effect of ethanol–gasoline

blends on engine performance and exhaust emissions in different compression

ratios”, Applied Thermal Engineering, v. 26, pp. 2272-2278.

YÜCESU, H. S., SOZEN, A., TOPGÜL, T., et al., 2007, “Comparative study of

mathematical and experimental analysis of spark ignition engine performance

used ethanol–gasoline blend fuel”, Applied Thermal Engineering, v. 27, pp.

358-368.

YÜKSEL, F., YÜKSEL, B., 2004, “The use of ethanol-gasoline blend as a fuel in an SI

engine”, Renewable Energy, v. 29, n. 7, pp. 1181-1191.

ZHANG, D., FRANKEL, S. H., 1997, “Optimization of natural gas engine performance

by multidimensional modeling”, Earthmoving Industry Conference & Exposition,

971567, Peoria, IL, USA, Abril.

ZHANG, D., FRANKEL, S. H., 1998, “A numerical study of natural gas combustion in a

lean burn engine”, Fuel, v.77, n. 12, pp. 1339-1347.

171

APÊNDICE I

CÁLCULO DE DETONAÇÃO

172

Primeiramente é aplicado um filtro passa alta freqüência ao sinal da curva de

pressão do cilindro do motor, de modo que somente o ruído de alta freqüência

permaneça. No caso de uma curva de pressão sem detonação, o sinal quase não tem

energia, mas do contrário percebe-se uma grande oscilação no valor de pressão. A

Fig. I.1 mostra uma curva de pressão com ocorrência de detonação e a Figura I.2

mostra a curva de pressão e o sinal de saída do filtro passa alta frequência.

Figura I.1- Curva de pressão com ocorrência de detonação

Figura I.2 – Curva de Pressão e sinal de saída do filtro passa alta

A etapa seguinte consiste em normalizar o sinal, eliminando a parte com sinal

negativo. A parte negativa é rebatida, pela elevação ao quadrado do valor do sinal.

Com isso obtém-se também uma grandeza de energia e não mais de amplitude de

173

detonação, assim como ocorre com a energia cinética em relação à velocidade ou a

energia potencial elástica em relação à amplitude do deslocamento da mola (Fig. I.3).

Figura I.3 – Curva de Pressão e sinal do filtro normalizado

O sinal de amplitude ou energia é integrado no tempo, ou seja, é determinada a

área sob a curva. Ao final desta operação tem-se um valor numérico para o ruído de

alta freqüência ocorrido na combustão de um ciclo individual. Para saber se houve um

evento de detonação no ciclo em questão é necessário compará-lo com os outros.

O valor da integral do quadrado da curva de alta freqüência é comparado com a

média dos últimos 100 ciclos. Se este valor for superior a, por exemplo, duas vezes a

média, então houve uma grande quantidade de energia na alta freqüência e é

determinado que houve um evento de detonação. O valor de energia permite

quantificar a intensidade da detonação em relação à média.

A Tab. I.1 mostra os ciclos 9 e 13 que apresentaram um valor da integral muito

acima do valor médio, indicando que ocorreu um evento de detonação. A freqüência de

detonação é de 2/13 ou 15,4% neste exemplo.

174

Tabela I.1 – Ciclo e valor da integral da curva do sinal de saída do filtro.

Ciclo Valor da integral

1 0,86528

2 0,39649

3 0,44901

4 0,77041

5 0,43139

6 0,11343

7 0,12061

8 0,00387

9 3,21913

10 0,66058

11 0,31848

12 0,00595

13 2,80696

Conforme o motor opera, e os ciclos vão ocorrendo, é possível ainda determinar

a freqüência de detonação, isto é, qual o percentual de ciclos que apresentam um

evento de detonação. Esse valor percentual é de grande importância no momento do

mapeamento de motores. A energia de um ciclo individual varia com grande amplitude,

mas a freqüência de detonação costuma apresentar um valor mais estável.

Após esse procedimento pode-se definir que o ponto aceitável para o

mapeamento de um motor é o valor de 5% de freqüência de detonação. Através desse

procedimento, o mapeamento de diferentes combustíveis torna-se objetivo e

matemático, ao invés de depender do ouvido de operadores. Dois operadores tomarão

a mesma decisão quanto ao avanço ideal, uma vez que utilizam uma ferramenta que já

os informa qual o limite de detonação aceitável.

O resultado final é um sistema que aumenta a precisão na avaliação de

desempenho entre diferentes combustíveis. Além disso, ganha-se em repetitividade e

se diminui a dispersão, o que permite, através de análises estatísticas, determinar

diferenças de desempenho cada vez mais sutis entre dois produtos, por exemplo.

175

APÊNDICE II

PRINCIPAIS VARIÁVEIS MEDIDAS NO TRABALHO

COM VALORES DE INCERTEZA DE MEDIÇÃO

176

Ince

rtez

a (²

) E

xpan

dida

(I E

)

0,13

3,8

1,7

0,01

9

0,11

10

0,12

0,05

5

Ince

rtez

a T

ipo

A (

I A)

0,03

0,24

0,47

0,00

33

0,02

54

0,16

33

0,04

0,02

1,78

Ince

rtez

a T

ipo

B

(IB)

0,06

1,91

0,7

0,00

9

0,05

5

0,04

0,01

5

1,73

Fai

xa d

e ca

libra

ção

para

ex

perim

ento

0-6

na

0 –

60

0,7

- 1,

3

0 –

200

0-10

000

NA

0 –

125

kg/h

0 -

1000

°C

Tip

o de

Sen

sor/

M

odel

o e/

ou

Fab

rican

te d

o S

enso

r

Pie

zoel

étric

o / A

VL

GU

I3Z

– 2

4

Var

iáve

l Cal

cula

da

Ter

mor

esis

tênc

ia

PT

100

/ SA

LCA

S

Sen

sor

de o

xigê

nio

BO

SC

H L

SD

4.0

Cél

ula

de c

arga

HB

M/

Wäg

ezel

le /

U2A

200

7

Indu

tivo

/ ALF

A 5

50

Var

iáve

l cal

cula

da

com

bas

e no

torq

ue e

ro

taçã

o

Med

idor

de

Cor

iolis

AV

L 73

5S

Ter

mop

ar

tipo

K /

EC

IL

Mar

ca /

Mod

elo

(¹)

AV

L IN

DIM

OD

UL

NA

AV

L P

UM

A

etas

/ LA

4

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

Uni

dade

MP

a

kg/h

o C

-

Nm

rpm

kW

kg/h

o C

Tab

ela

II. 1

- P

rinci

pais

var

iáve

is m

edid

as n

o tr

abal

ho c

om v

alor

es d

e fa

ixa

de o

pera

ção

do s

enso

r e

ince

rtez

as d

o tip

o B

, A e

E

xpan

dida

em

uni

dade

s de

eng

enha

ria.

Var

iáve

l

Pre

ssão

no

cilin

dro

do m

otor

Vaz

ão d

e ar

de

Adm

issã

o

Tem

pera

tura

do

Ar

Lam

bda

Tor

que

(med

ição

)

Rot

ação

do

mot

or

Pot

ênci

a no

di

nam

ômet

ro

Con

sum

o

Tem

pera

tura

Not

as: (

¹) M

arca

/Mod

elo

do e

quip

amen

to q

ue fa

z a

leitu

ra d

a va

riáve

l

(²)

A In

cert

eza

Exp

andi

da (

I E)

é ig

ual a

[√(I

B²)

+ (

I A²)

] K ,

onde

K é

o fa

tor

de a

bran

gênc

ia. P

ara

efei

to d

os e

xper

imen

tos

é us

ado

o va

lor

2 pa

ra 9

5%

d

e co

nfia

nça

(Mel

o, 2

007)

.

177

Ince

rtez

a (²

) E

xpan

dida

(IE

)

0,00

6

0,06

0,7

1,8

9,1

8,5

7,9

Ince

rtez

a T

ipo

A (

IA)

0,00

25

0,00

7

0,28

0,12

4,5

4,2

3,9

Ince

rtez

a

Tip

o B

(IB

)

0,00

115

0,02

89

0,23

0,86

6

0,57

74

0,57

74

0,57

74

Fai

xa d

e ca

libra

ção

pa

ra e

xper

imen

to

0 -

10

0 -

20

0 -

1000

0 -

3000

0 -

1000

0

0 -

3000

0 -

1000

Tip

o de

Sen

sor/

M

odel

o e/

ou F

abric

ante

do

Sen

sor

Sis

tem

a A

VL

SE

SA

M F

TIR

Sis

tem

a A

VL

SE

SA

M F

TIR

Sis

tem

a A

VL

FT

IR

Sis

tem

a A

VL

FT

IR

Sis

tem

a A

VL

FT

IR

Sis

tem

a A

VL

FT

IR

Sis

tem

a A

VL

FT

IR

Mar

ca /

M

odel

o (3

)

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

AV

L P

UM

A

Uni

dade

%

%

ppm

ppm

ppm

ppm

ppm

Tab

ela

II. 2

- P

rinci

pais

var

iáve

is m

edid

as n

o tr

abal

ho c

om v

alor

es d

e fa

ixa

de o

pera

ção

do s

enso

r e

ince

rtez

as d

o

tipo

B, A

e E

xpan

dida

em

uni

dade

s de

eng

enha

ria.

Var

iáve

l

CO

CO

2

For

mal

deid

o

Ace

tald

eido

NO

x

TH

C

Eta

nol n

ão

quei

mad

o

Not

as: (

³) M

arca

/Mod

elo

do e

quip

amen

to q

ue fa

z a

leitu

ra d

a va

riáve

l.

178

APÊNDICE III

RESULTADOS EXPERIMENTAIS

179

DP

0,01

0,01

0,00

0,01

0,01

0,01

0,01

0,01

0,00

0,02

0,01

0,03

0,02

0,01

0,02

KH

(-)

Méd

ia

0,98

1,02

0,99

0,98

0,99

1,01

1,03

1,00

0,99

1,00

1,04

1,07

1,03

1,00

1,02

DP

0,4

0,3

0,1

0,3

0,4

0,4

0,3

0,3

0,1

0,6

0,3

0,7

0,4

0,3

0,6

Um

id A

bs.

Do

Ar

g H

20/ k

g ar

se

co

Méd

ia

10,2

11,3

10,3

10,0

10,5

11,1

11,7

10,8

10,3

10,8

11,9

12,6

11,5

10,7

11,4

DP

1,3

0,7

0,6

0,7

0,9

1,0

0,7

0,3

1,1

0,7

1,4

0,4

0,4

0,9

0,3

Um

id. R

el.

Do

Ar

(%)

Méd

ia

60,4

54,2

49,3

56,8

53,7

61,2

55,4

59,9

58,3

55,2

63,5

56,9

61,8

59,7

56,7

DP

0,15

0,10

0,05

0,11

0,16

0,14

0,14

0,08

0,08

0,20

0,15

0,20

0,09

0,08

0,18

Pre

ssão

de

Sat

uraç

ão d

o A

r

(kP

a)

Méd

ia

2,71

3,32

3,34

2,83

3,15

2,91

3,37

2,90

2,84

3,15

3,01

3,54

2,99

2,88

3,22

DP

1,36

0,75

0,37

0,90

1,19

1,19

0,96

0,65

0,68

1,50

1,15

1,37

0,74

0,68

1,39

Tem

pera

tura

A

mbi

ente

(°C)

Méd

ia

32,2

7

36,9

3

37,0

5

33,0

8

35,6

5

33,9

4

37,3

0

33,7

0

33,2

0

35,6

5

34,5

6

38,4

8

34,4

3

33,4

8

36,1

3

DP

0,33

0,31

0,44

0,32

0,43

0,14

0,05

0,19

0,22

0,21

0,39

0,85

0,37

0,70

0,20

Vaz

ão d

e A

r

kg/h

Méd

ia

34,8

0

34,1

6

35,7

5

36,4

3

37,6

0

52,0

0

51,2

1

52,8

3

54,3

8

55,7

5

98,2

4

93,1

0

95,5

8

98,8

1

101,

34

DP

0,20

0,24

0,24

0,00

0,10

0,08

0,00

0,06

0,05

0,06

0,00

0,00

0,13

0,05

0,00

Bor

bole

ta

(%)

Méd

ia

12,2

6

12,3

5

12,5

5

12,6

0

12,5

3

16,2

0

16,2

0

16,2

5

16,3

3

16,2

5

22,8

0

22,3

0

22,2

8

22,4

8

22,4

0

DP

0,10

0,11

0,18

0,10

0,14

0,08

0,04

0,09

0,06

0,07

0,01

0,07

0,02

0,11

0,09

Pot

êrnc

ia

(kW

)

Méd

ia

9,50

9,46

9,43

9,43

9,54

14,1

9

14,2

1

14,2

2

14,1

6

14,1

6

24,4

1

24,4

1

24,3

0

24,2

6

24,1

9

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

DP

0,75

0,69

1,16

0,66

0,86

0,35

0,17

0,38

0,25

0,28

0,03

0,12

0,19

0,27

0,22

Tor

que

(Nm

)

Méd

ia

60,4

0

60,2

4

60,0

4

59,8

2

60,7

1

60,3

5

60,3

0

60,3

4

60,0

8

60,0

8

60,1

5

59,8

2

60,1

4

59,7

9

59,6

1

Tab

ela

III. 1

- M

édia

s da

s va

riáve

is d

e ba

nco

de p

rova

s –

Tor

que

60 N

m

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

180

DP

0,05

0,01

0,02

0,04

0,04

0,07

0,03

0,03

0,05

0,04

0,05

0,03

0,05

0,17

0,03

Con

tra-

pres

ão

de e

scap

amen

to

(kP

a)

Méd

ia

0,10

0,01

0,08

0,14

0,09

1,18

1,06

1,14

1,22

1,19

4,28

3,89

3,89

3,98

4,06

DP

5 2 7 2 2 10

4 3 1 2 2 2 2 6 1

Tem

pera

tura

de

es

capa

men

to

(°C)

Méd

ia

554

554

558

546

542

650

640

636

632

628

806

769

753

740

736

DP

0,07

0,04

0,07

0,04

0,07

0,03

0,05

0,02

0,02

0,02

0,04

0,02

0,23

0,08

0,05

Vaz

ão d

e C

ombu

stív

el

kg/h

Méd

ia

2,74

3,06

3,47

3,89

4,29

4,11

4,60

5,13

5,81

6,34

7,79

8,39

9,39

10,5

7

11,4

6

DP

0,93

0,52

0,26

0,63

0,83

0,80

0,67

0,45

0,47

1,05

0,80

0,96

0,52

0,48

0,97

Tem

pera

tura

de

Adm

issã

o

(°C)

Méd

ia

22,4

3

25,8

5

25,9

4

23,1

5

24,9

6

23,6

1

26,1

1

23,5

9

23,2

4

24,9

6

24,1

9

26,9

4

24,1

0

23,4

3

25,2

9

DP

0,04

0,00

0,06

0,06

0,08

0,06

0,06

0,05

0,06

0,08

0,05

0,05

0,05

0,06

0,05

Pre

ssão

de

Adm

issã

o

(kP

a)

Méd

ia

0,08

-0,1

0

-0,4

5

-0,6

5

-0,5

0

-0,0

1

-0,1

5

-0,8

8

-0,7

5

-0,6

0

-0,2

4

-0,3

6

-1,0

8

-0,9

5

-0,8

3

DP

0,03

0,05

0,02

0,03

0,05

0,02

0,05

0,01

0,02

0,05

0,03

0,06

0,01

0,02

0,05

Pre

ssão

A

mbi

ente

(kP

a)

Méd

ia

101,

39

101,

10

101,

04

101,

23

101,

46

101,

38

101,

10

101,

49

101,

23

101,

47

101,

39

101,

12

101,

50

101,

23

101,

48

DP

0,10

0,11

0,18

0,10

0,14

0,08

0,04

0,09

0,06

0,07

0,01

0,07

0,02

0,11

0,09

Pot

ênci

a

(kW

)

Méd

ia

9,50

9,46

9,43

9,43

9,54

14,1

9

14,2

1

14,2

2

14,1

6

14,1

6

24,4

1

24,4

1

24,3

0

24,2

6

24,1

9

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

DP

0,75

0,69

1,16

0,66

0,86

0,35

0,17

0,38

0,25

0,28

0,03

0,12

0,19

0,27

0,22

Tor

que

(Nm

)

Méd

ia

60,4

0

60,2

4

60,0

4

59,8

2

60,7

1

60,3

5

60,3

0

60,3

4

60,0

8

60,0

8

60,1

5

59,8

2

60,1

4

59,7

9

59,6

1

Tab

ela

III. 2

– M

édia

s da

s va

riáve

is d

e ba

nco

de p

rova

s –

Tor

que

60 N

m

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

181

DP

0,02

0,01

0,01

0,03

0,02

0,01

0,03

0,03

0,01

0,02

0,02

0,04

0,00

0,01

0,03

KH

(-)

Méd

ia

1,03

1,06

1,03

1,01

1,01

1,06

1,10

1,03

1,01

1,01

1,05

1,10

1,02

1,01

1,01

DP

0,5

0,2

0,4

0,9

0,6

0,4

0,6

0,9

0,3

0,7

0,4

1,1

0,1

0,4

0,8

Um

id A

bs.

Ar

g H

20/ k

g ar

se

co

Méd

ia

11,5

12,4

11,5

10,9

11,0

12,3

13,5

11,7

11,0

11,1

12,1

13,3

11,3

10,9

10,9

DP

1,5

0,5

0,8

0,9

0,9

1,7

0,1

1,3

1,2

0,5

1,9

0,7

0,7

1,5

0,8

Um

id. R

el.

Ar

(%)

Méd

ia

62,5

56,5

61,3

58,9

55,9

63,5

56,4

61,6

59,9

55,6

64,5

56,8

52,3

60,3

55,3

DP

0,19

0,08

0,06

0,25

0,19

0,18

0,17

0,15

0,09

0,20

0,18

0,27

0,05

0,07

0,21

Pre

ssão

de

Sat

uraç

ão d

o A

r

(kP

a)

Méd

ia

2,96

3,49

3,01

2,97

3,16

3,11

3,81

3,05

2,94

3,10

3,01

3,73

3,45

2,90

3,15

DP

1,51

0,53

0,44

1,97

1,42

1,39

1,10

1,19

0,76

1,54

1,45

1,79

0,38

0,58

1,61

Tem

pera

tura

A

mbi

ente

(°C)

Méd

ia

34,1

8

38,1

5

34,6

0

34,2

3

25,7

0

35,3

5

40,2

8

34,8

7

34,0

0

35,9

8

34,5

5

39,7

2

37,8

3

33,7

0

35,6

5

DP

0,21

0,14

0,25

0,36

0,14

0,88

1,49

1l08

1,20

1,29

0,58

0,11

0,13

1,23

0,22

Vaz

ão d

e A

r

kg/h

Méd

ia

78,4

2

76,3

3

78,7

8

80,8

5

82,9

1

140,

99

137,

85

141,

08

145,

05

149,

48

169,

77

162,

95

168,

67

171,

81

176,

26

DP

0,25

0,00

0,15

0,00

0,06

0,05

0,10

0,12

0,00

0,15

0,13

0,22

0,10

0,01

0,10

Bor

bole

ta

(%)

Méd

ia

28,4

8

28,1

0

28,5

3

28,9

0

29,0

5

36,7

8

36,0

5

35,7

3

35,9

0

35,9

3

45,6

5

42,9

6

42,3

5

42,2

0

42,2

5

DP

0,03

0,03

0,05

0,03

0,03

0,05

0,02

0,06

0,02

0,08

0,20

0,02

0,07

0,07

0,06

Pot

ênci

a

(kW

)

Méd

ia

24,7

9

24,8

0

24,8

5

24,8

4

24,8

3

42,6

5

42,6

2

42,7

3

42,6

6

42,7

1

49,5

1

49,4

5

49,4

3

49,4

3

49,5

3

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

DP

0,15

0,12

0,21

0,12

0,09

0,13

0,18

0,15

0,04

0,20

0,42

0,05

0,10

0,15

0,13

Tor

que

(Nm

)

Méd

ia

105,

21

105,

25

105,

48

105,

42

105,

36

105,

10

104,

97

105,

30

105,

13

105,

25

105,

06

104,

92

104,

91

104,

90

105,

10

Tab

ela

III. 3

– M

édia

s da

s va

riáve

is d

e ba

nco

de p

rova

s –

Tor

que

105

Nm

Rot

ação

(rpm

)

VN

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

4500

4500

4500

4500

4500

182

DP

0,01

0,02

0,03

0,08

0,02

0,11

0,05

0,02

0,14

0,03

0,23

0,16

0,06

0,26

0,13

Con

tra-

pres

ão

de

esca

pam

ento

(kP

a)

Méd

ia

3,43

3,24

3,41

3,55

3,46

10,2

2

9,84

9,87

10,1

5

10,2

3

15,2

2

14,4

3

14,2

0

14,5

5

14,7

3

DP

3 2 1 3 3 1 1 1 1 1 3 3 2 3 2

Tem

pera

tura

de

es

capa

men

to

(°C)

Méd

ia

699

679

678

672

634

820

806

790

780

774

859

838

815

805

799

DP

1,75

1,16

0,57

1,39

1,38

1,98

1,20

0,83

1,44

1,46

2,07

1,74

0,72

1,61

1,86

Tem

pera

tura

do

C

ombu

stív

el

(°C)

Méd

ia

33,6

2

38,0

6

34,8

1

33,2

8

35,7

5

33,3

9

37,5

9

34,6

4

32,9

8

35,3

8

33,0

7

36,9

5

36,7

0

32,8

8

34,9

7

DP

0,02

0,01

0,03

0,04

0,02

0,04

0,01

0,04

0,14

0,02

0,05

0,01

0,06

0,15

0,03

Vaz

ão d

e C

ombu

stív

el

kg/h

Méd

ia

6,87

7,62

8,48

9,61

10,4

4

12,4

3

13,7

3

15,1

3

17,2

3

18,8

0

14,8

8

16,2

7

18,2

0

20,4

1

22,2

0

DP

0,06

0,00

0,00

0,05

0,05

0,05

0,05

0,00

0,08

0,05

0,00

0,04

0,05

0,12

0,10

Pre

ssão

de

Adm

issã

o

(kP

a)

Méd

ia

-0,1

5

-0,3

0

-1,0

0

-0,9

3

-0,7

8

-0,6

3

-0,7

8

-1,5

0

-1,4

0

-1,2

8

-0,9

0

-0,9

8

-1,3

3

-1,6

0

-1,4

8

DP

0,02

0,06

0,01

0,02

0,04

0,02

0,06

0,01

0,01

0,04

0,03

0,06

0,02

0,02

0,04

Pre

ssão

A

mbi

ente

(kP

a)

Méd

ia

101,

38

101,

12

101,

50

101,

24

101,

48

101,

29

101,

13

101,

50

101,

24

101,

49

101,

38

101,

15

101,

05

101,

24

101,

49

DP

0,03

0,03

0,05

0,03

0,03

0,05

0,02

0,06

0,02

0,08

0,20

0,02

0,07

0,07

0,06

Pot

ênci

a

(kW

)

Méd

ia

24,7

9

24,8

0

24,8

5

24,8

4

24,8

3

42,6

5

42,6

2

42,7

3

42,6

6

42,7

1

49,5

1

49,4

5

49,4

3

49,4

3

49,5

3

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

DP

0,15

0,12

0,21

0,12

0,09

0,13

0,18

0,15

0,04

0,20

0,42

0,05

0,10

0,15

0,13

Tor

que

(Nm

)

Méd

ia

105,

21

105,

25

105,

48

105,

42

105,

36

105,

10

104,

97

105,

30

105,

13

105,

25

105,

06

104,

92

104,

91

104,

90

105,

10

Tab

ela

III. 4

– M

édia

s da

s va

riáve

is d

e ba

nco

de p

rova

s –

Tor

que

105

Nm

Rot

ação

(rpm

)

VN

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

4500

4500

4500

4500

4500

183

DP

0,10

1

0,09

2

0,52

3

0,42

4

0,95

9

0,20

5

0,62

8

0,28

1

0,52

4

0,52

6

0,24

0

0,18

8

0,20

7

0,43

9

0,45

3

Ace

tald

eído

ppm

Méd

ia

27,5

2

40,4

8

50,0

6

59,1

1

69,6

5

29,3

5

39,8

6

50,2

3

63,8

1

77,2

8

14,0

3

28,6

7

39,5

4

70,9

9

95,6

9

DP

0,31

6

0,20

7

0,87

4

0,36

7

0,43

4

0,23

6

0,45

8

0,30

6

0,47

9

0,18

5

0,53

5

0,14

7

0,29

1

0,39

3

0,44

8

For

mal

deíd

o

ppm

Méd

ia

40,8

0

43,9

0

41,9

2

43,8

1

46,0

2

48,8

7

48,2

74

49,1

1

50,7

0

56,0

7

36,5

3

48,0

9

50,5

1

62,9

5

78,6

6

DP

0,35

7

0,73

4

0,60

4

0,83

7

2,77

5

0,70

6

1,51

9

1,69

5

0,73

3

2,24

0

0,26

7

0,17

8

1,11

2

0,74

6

1,49

3

Eta

nol N

ão

Que

imad

o

ppm

Méd

ia

70,6

9

146,

06

217,

01

303,

45

381,

12

57,6

0

114,

40

156,

06

217,

32

265,

10

12,3

2

44,0

4

73,8

4

153,

75

214,

51

DP

9,78

3

6,22

2

15,8

50

13,0

53

6,85

1

9,07

3

22,8

67

18,9

17

16,9

57

17,5

05

8,85

8

10,4

24

10,1

26

8,88

6

16,9

17

NO

X

ppm

Méd

ia

3124

,87

3029

,17

2833

,19

2622

,81

2488

,90

3111

,10

2917

,27

2620

,21

2454

,02

2269

,46

2096

,30

2637

,88

2765

,88

2650

,10

2520

,84

DP

4,14

9

6,12

3

1,89

3

6,40

9

1,45

1

6,28

1

8,83

2

2,85

2

6,54

0

1,38

5

2,53

3

3,52

2

2,44

2

2,33

1

2,40

9

HC

ppm

Méd

ia

1420

,04

1190

,80

802,

77

413,

19

177,

44

1236

,469

957,

59

740,

38

338,

72

205,

59

535,

90

581,

62

502,

70

326,

15

299,

51

DP

0,01

5

0,01

6

0,00

7

0,01

6

0,00

7

0,00

1

0,01

4

0,02

1

0,00

5

0,00

7

0,01

4

0,01

1

0,01

6

0,00

3

0,01

1

CO

2

(%)

Méd

ia

13,0

8

13,0

0

13,2

0

13,1

2

13,1

5

12,9

7

12,8

7

13,1

6

13,0

5

13,1

1

12,9

8

12,7

7

12,9

3

12,8

7

12,8

4

DP

0,00

5

0,00

7

0,00

4

0,00

5

0,00

3

0,00

3

0,00

6

0,00

3

0,00

1

0,00

2

0,00

5

0,00

6

0,00

7

0,00

3

0,00

2

CO

(%)

Méd

ia

0,41

0,40

0,34

0,34

0,32

0,42

1.

0,

4 1 0,

38

0,36

0,32

0,51

0,51

0,48

0,49

0,47

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

T

abel

a III

. 5 –

Méd

ia e

des

vio

padr

ão (

DP

) do

s va

lore

s de

em

issã

o de

pol

uent

es (

em c

once

ntra

ção)

par

a to

rque

60

Nm

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

184

DP

0,00

1

0,00

1

0,00

2

0,00

3

0,00

3

0,00

1

0,00

4

0,00

1

0,00

2

0,00

1

0,00

1

0,00

1

0,00

0

0,00

3

0,00

3

Ace

tald

eído

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,16

0,23

0,26

0,27

0,30

0,17

0,23

0,29

0,32

0,36

0,09

0,18

0,32

0,42

0,54

DP

0,00

1

0,00

1

0,00

4

0,00

2

0,00

4

0,00

1

0,00

2

0,00

1

0,00

2

0,00

3

0,00

2

0,00

1

0,00

1

0,00

2

0,00

2

For

mal

deíd

o

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,16

0,17

0,20

0,25

0,30

0,19

0,19

0,20

0,27

0,34

0,16

0,20

0,17

0,32

0,45

DP

0,00

2

0,00

4

0,00

5

0,00

6

0,00

8

0,00

5

0,00

9

0,00

5

0,00

8

0,01

3

0,00

1

0,00

1

0,00

2

0,00

3

0,01

1

Eta

nol N

ão

Que

imad

o

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,43

0,88

1,38

1,98

2,56

0,35

0,69

0,96

1,42

1,86

0,08

0,28

0,47

1,06

1,53

DP

0,03

1

0,26

0,03

9

0,04

9

0,02

0

0,04

4

0,07

9

0,06

2

0,05

5

0,07

2

0,03

8

0,03

3

0,05

4

0,05

1

0,08

2

NO

X

(g/k

Wh)

Méd

ia

12,1

8

12,1

3

11,6

0

10,9

4

10,8

3

12,7

4

11,8

5

10,7

2

10,2

9

9,99

9,47

11,7

9

12,1

7

11,8

8

11,9

5

DP

0,01

2

0,01

1

0,01

5

0,01

8

0,00

3

0,01

3

0,01

7

0,00

3

0,01

2

0,00

3

0,01

1

0,00

7

0,00

6

0,00

4

0,00

5

HC

(g/k

Wh)

Méd

ia

2,69

2,26

1,61

0,86

0,39

2,32

1,82

1,47

0,72

0,45

1,10

1,17

1,06

0,73

0,70

DP

1,14

2

0,87

1

1,96

1

1,27

1

1,28

3

1,24

2

0,62

1

0,57

2

1,34

3

0,36

7

1,73

4

0,55

6

1,19

8

1,28

5

0,80

5

CO

2

(g/k

Wh)

Méd

ia

689,

45

680,

70

731,

12

744,

91

766,

91

681,

68

672,

61

712,

19

734,

86

763,

69

751,

77

709,

09

737,

65

771,

64

796,

58

DP

0,09

2

0,33

3

0,18

5

0,21

2

0,11

7

0,10

8

0,22

5

0,14

0

0,07

6

0,06

3

0,20

3

0,10

8

0,10

6

1,13

2

0,11

1

CO

(g/k

Wh)

Méd

ia

15,2

4

14,3

6

13,3

3

13,3

8

12,9

6

15,4

9

14,9

5

14,5

3

14,2

6

13,2

1

20,8

0

19,8

8

19,7

4

20,3

8

20,6

4

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

T

abel

a III

. 6 –

Méd

ia e

des

vio

padr

ão (

DP

) do

s va

lore

s de

em

issã

o de

pol

uent

es (

em g

/kW

h) p

ara

torq

ue 6

0 N

m

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

185

DP

0,09

0

0,32

3

1,42

9

0,77

4

0,34

6

0,04

6

0,66

3

0,28

4

1,79

2

2,14

6

0,14

7

0,41

5

1,46

9

1,69

4

4,33

5

Ace

tald

eído

ppm

Méd

ia

22,2

3

38,1

0

63,3

7

73,4

6

111,

80

20,2

1

37,2

0

62,1

0

111,

87

177,

74

16,7

9

29,6

4

60,9

8

111,

62

168,

36

DP

0,11

5

0,12

5

0,42

6

0,30

8

0,26

7

0,16

0

0,16

3

0,12

4

0,54

0

0,42

3

0,11

3

0,10

8

0,35

2

0,37

7

0,06

5

For

mal

deíd

o

ppm

Méd

ia

24,0

1

28,2

3

33,2

4

33,4

8

45,9

1

22,0

9

24,8

9

30,7

1

44,4

1

62,8

3

18,7

6

21,6

0

29,2

4

43,5

3

58,8

0

DP

0,32

7

0,96

2

8,38

9

8,58

6

6,25

0

0,26

5

1,71

2

1,48

4

5,03

4

7,79

2

0,21

9

0,39

8

7,15

3

5,54

0

6,67

8

Eta

nol N

ão

Que

imad

o

ppm

Méd

ia

61,2

1

184,

81

408,

19

502,

69

843,

61

36,5

4

97,4

6

210,

77

434,

62

700,

94

26,6

5

67,2

8

166,

81

379,

11

586,

76

DP

10,9

09

9,32

0

3,91

8

5,49

9

3,87

7

3,56

3

2,78

3

6,70

0

5,41

5

5,00

6

6,04

6

2,45

6

2,30

0

1,51

6

9,68

6

NO

X

ppm

Méd

ia

1625

,86

1748

,79

1692

,19

1588

,41

1598

,54

1940

,61

1897

,69

1955

,98

1892

,36

1888

,38

1884

,61

1959

,96

2119

,90

2014

,06

2089

,20

DP

12,2

69

10,1

89

2,78

3

10,7

95

2,31

8

8,39

5

9,71

3

3,15

9

5,82

8

7,55

3

2,93

3

2,51

5

11,3

38

2,61

5

9,58

0

HC

ppm

Méd

ia

1535

,72

1520

,47

1371

,24

550,

28

331,

05

1028

,03

919,

24

845,

45

500,

00

428,

97

879,

91

781,

17

692,

12

505,

85

461,

52

DP

0,01

6

0,00

6

0,00

9

0,00

7

0,00

5

0,00

7

0,01

2

0,02

9

0,00

6

0,00

5

0,01

1

0,01

2

0,00

7

0,00

5

0,00

3

CO

2

(%)

Méd

ia

11,8

3

11,9

0

12,1

0

12,0

6

12,2

7

11,8

5

11,7

8

12,0

3

12,0

3

11,9

8

11,8

9

11,8

4

11,9

2

12,0

9

12,0

2

DP

0,00

1

0,00

4

0,00

4

0,00

6

0,00

6

0,00

5

0,00

5

0,01

3

0,00

4

0,00

3

0,00

4

0,00

6

0,00

4

0,00

3

0,00

4

CO

(%)

Méd

ia

1,93

1,79

1,68

1,60

1,44

1,94

1,82

1,69

1,63

1,50

1,96

1,83

1,72

1,60

1,51

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

Tab

ela

III. 7

– M

édia

e d

esvi

o pa

drão

(D

P)

dos

valo

res

de e

mis

são

de p

olue

ntes

(em

con

cent

raçã

o) p

ara

torq

ue 1

05 N

m

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

186

DP

0,00

0

0,00

2

0,00

2

0,00

2

0,00

2

0,00

0

0,00

1

0,00

1

0,00

2

0,00

1

0,00

1

0,00

1

0,00

2

0,00

2

0,00

0

Ace

tald

eído

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,11

0,19

0,17

0,18

0,25

0,11

0,19

0,16

0,23

0,36

0,09

0,16

0,16

0,25

0,35

DP

0,00

0

0,00

0

0,00

4

0,00

3

0,00

7

0,00

0

0,00

1

0,00

1

0,00

8

0,00

8

0,00

0

0,00

0

0,00

5

0,00

8

0,00

8

For

mal

deíd

o

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,08

0,10

0,22

0,27

0,41

0,08

0,09

0,23

0,43

0,70

0,07

0,08

0,23

0,43

0,65

DP

0,00

2

0,00

8

0,03

7

0,04

5

0,03

8

0,00

1

0,00

8

0,00

9

0,02

1

0,04

7

0,00

1

0,00

2

0,04

0

0,03

9

0,04

0

Eta

nol N

ão

Que

imad

o

(g/k

Wh)

Méd

ia

0,33

0,97

2,17

2,85

4,87

0,20

0,54

1,17

2,55

4,24

0,15

0,38

0,97

2,27

3,62

DP

0,04

0

0,03

3

0,00

8

0,02

8

0,01

5

0,01

0

0,01

0

0,00

6

0,03

4

0,01

5

0,02

8

0,01

2

0,02

4

0,03

3

0,03

7

NO

X

(g/k

Wh)

Méd

ia

5,80

6,30

6,34

5,81

6,08

7,44

7,46

7,47

7,27

7,51

7,35

7,80

8,18

7,89

8,41

DP

0,00

9

0,01

2

0,00

6

0,01

3

0,00

4

0,01

4

0,01

7

0,00

6

0,00

9

0,01

4

0,00

7

0,00

6

0,01

9

0,00

5

0,01

0

HC

(g/k

Wh)

Méd

ia

2,49

2,49

2,36

1,02

0,63

1,78

1,59

1,51

0,95

0,85

1,57

1,38

1,29

0,98

0,92

DP

1,25

3

0,59

8

0,04

2

1,54

6

0,93

1

1,00

5

0,63

2

0,18

9

1,22

9

1,24

1

1,10

7

0,56

3

1,27

4

1,95

3

0,03

1

CO

2

(g/k

Wh)

Méd

ia

600,

22

592,

85

622,

87

644,

97

678,

14

631,

47

615,

18

641,

34

669,

59

694,

29

653,

31

631,

48

663,

02

688,

45

707,

96

DP

0,08

8

0,15

8

0,12

6

0,19

0

0,21

8

0,22

0

0,17

3

0,13

5

0,33

6

0,14

7

0,12

8

0,18

7

0,05

5

0,30

3

0,03

7

CO

(g/k

Wh)

Méd

ia

62,4

5

56,8

6

55,3

4

54,5

4

50,5

4

65,8

7

60,5

3

58,7

1

57,9

5

55,3

5

68,4

2

62,2

9

60,9

5

58,1

1

54,8

1

Eta

nol

(%)

VN

0 30

50

80

100 0 30

50

80

100 0 30

50

80

100

Tab

ela

III. 8

– M

édia

e d

esvi

o pa

drão

(D

P)

dos

valo

res

de e

mis

são

de p

olue

ntes

(em

g/k

Wh)

par

a to

rque

105

Nm

Rot

ação

(rpm

)

VN

1500

1500

1500

1500

1500

2250

2250

2250

2250

2250

3875

3875

3875

3875

3875

187

APÊNDICE IV

TELAS E DADOS DE ENTRADA ADICIONAIS DO PROGRAMA DE SIMULAÇÃO

BOOST

188

Fig

ura

IV.1

– T

ela

com

sof

twar

e B

OO

ST

com

des

enho

esq

uem

átic

o do

mot

or.

189

F

igur

a IV

.2 –

Tel

a do

BO

OS

T c

om d

ados

dim

ensi

onai

s do

cili

ndro

do

mot

or.

190

Fig

ura

IV.3

– T

ela

do B

OO

ST

com

grá

fico

do c

urso

de

válv

ula.

191

DETERMINAÇÃO DO PERFIL DE LEVANTAMENTO DAS VÁLVULAS DE

ADMISSÃO E ESCAPE DE MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA UTI LIZANDO

ALINHADOR A LASER

Devido à necessidade de se obter, com o máximo de precisão, as distâncias de

levantamento das válvulas de admissão e escape do motor, associadas aos perfis dos

cames do eixo de comando de válvulas, foi desenvolvida e implantada metodologia de

medição, utilizando um relógio comparador digital e um inclinômetro digital de

alinhador a laser. O relógio comparador utilizado possui resolução de 0,001mm. O

inclinômetro digital, com resolução de 1º, foi instalado no cabeçote do motor por uma

peça projetada, cujo detalhamento de montagem encontra-se na Figura IV.4.

Primeiramente, retirou-se a polia e fixou-se na extremidade do eixo de cames a peça

projetada, onde se instalou o inclinômetro digital. Em seguida foi fixado o relógio

comparador na estrutura do cabeçote. Ajustaram-se o eixo, o relógio e o alinhador a

laser no ponto identificado como “zero”, correspondente à válvula totalmente fechada.

A partir daí, gira-se o eixo de cames interrompendo o movimento e fazendo a leitura do

levantamento da válvula no relógio a cada intervalo angular de 1º, até completar uma

volta (360º). O alinhador a laser garante que as leituras sejam realizadas exatamente

no ângulo ajustado. Após a realização das leituras de levantamento das válvulas em

função do ângulo do eixo de cames, é feita a correlação para o ângulo de eixo do

virabrequim e os diferentes tempos do motor.

A Fig. IV.4 apresenta uma foto do cabeçote do motor FIAT Tetrafuel e dos

equipamentos usados para medição do perfil de levantamentos das válvulas. As Tabs.

IV.1, IV.2, IV.3 e IV.4 e IV.5 apresentam os dados do curso de válvula em função do

ângulo de eixo do virabrequim (θ) do gráfico da Fig. IV.5.

192

Fig

ura

IV.4

– F

oto

do c

abeç

ote

do m

otor

FIA

T e

equ

ipam

ento

s de

med

ição

lase

r pa

ra le

vant

amen

to d

o pe

rfil

das

válv

ulas

193

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

3,18

5

3,49

3

3,71

8

3,95

6

4,18

1

4,32

9

4,60

5

4,85

4

5,09

2

5,28

6

5,35

4

5,62

1

5,88

2

5,99

6,21

9

6,40

8

6,53

5

6,68

9

6,86

7

6,99

7,13

1

7,34

7

7,48

9

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

154

156

158

160

162

164

166

168

170

172

174

176

178

180

182

184

186

188

190

192

194

196

198

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0,35

6

0,36

9

0,39

1

0,40

3

0,42

5

0,44

1

0,42

5

0,47

3

0,50

3

0,53

3

0,55

7

0,63

4

0,78

6

0,95

2

1,13

8

1,34

2

1,54

8

1,84

6

2,20

7

2,34

8

2,53

4

2,79

7

2,94

7

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

108

110

112

114

116

118

120

122

124

126

128

130

132

134

136

138

140

142

144

146

148

150

152

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0

0,00

9

0,02

5

0,05

6

0,07

2

0,08

9

0,09

5

0,10

8

0,11

2

0,13

7

0,14

8

0,16

6

0,17

5

0,18

9

0,20

8

0,22

5

0,25

0,26

1

0,28

9

0,29

4

0,30

5

0,32

2

0,34

3

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Tab

ela

IV.1

- T

abel

a de

Cur

so d

e vá

lvul

a (m

m)

x Â

ngul

o do

vira

breq

uim

(o )

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

62

64

66

68

70

72

74

76

78

80

82

84

86

88

90

92

94

96

98

100

102

104

106

194

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

7,13

8

6,98

7

6,82

1

6,68

1

6,44

5

6,31

4

6,02

2

5,80

7

5,66

5

5,57

5,36

5,08

4,83

2

4,64

3

4,49

4,24

9

4,06

7

3,72

6

3,45

1

3,41

1

3,03

9

2,77

3

2,58

6

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0,04

0,07

0,07

6

0,08

4

0,10

2

0,13

8

0,14

3

0,14

3

0,15

4

0,16

4

0,17

4

0,19

2

0,21

6

0,22

9

0,24

9

0,25

4

0,26

6

0,28

6

0,29

4

0,31

0,34

7

0,34

9

0,36

3

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

292

294

296

298

300

302

304

306

308

310

312

314

316

318

320

322

324

326

328

330

332

334

336

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

9,02

6

9,02

6

9,02

1

8,99

2

8,97

5

8,92

9

8,85

3

8,79

8

8,72

8,70

4

8,64

9

8,56

3

8,45

7

8,34

6

8,23

6

8,13

3

8,00

2

7,92

7

7,80

1

7,63

3

7,53

2

7,43

7

7,21

3

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

0,00

5

0,02

2

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

246

248

250

252

254

256

258

260

262

264

266

268

270

272

274

276

278

280

282

284

286

288

290

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

7,52

1

7,68

7

7,77

9

7,93

2

8,09

3

8,14

1

8,26

9

8,35

8

8,41

1

8,52

5

8,57

2

8,65

8,73

1

8,79

8,83

3

8,90

2

8,94

2

8,95

8

8,98

8

9,01

9,01

8

9,02

4

9,02

6

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Tab

ela

IV.2

– T

abel

a de

Cur

so d

e vá

lvul

a (m

m)

x Â

ngul

o do

vira

breq

uim

(o )

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

200

202

204

206

208

210

212

214

216

218

220

222

224

226

228

230

232

234

236

238

240

242

244

195

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0,01

2

0,00

1

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

7,90

7

7,99

8

8,07

1

8,18

8

8,25

5

8,33

2

8,44

9

8,50

2

8,57

6

8,65

7

8,72

3

8,77

1

8,82

1

8,86

9

8,91

8

8,93

9

8,96

9

8,99

6

9,02

4

9,02

7

9,02

7

9,02

7

9,02

7

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

430

432

434

436

438

440

442

444

446

448

450

452

454

456

458

460

462

464

466

468

470

472

474

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0,33

5

0,31

7

0,28

8

0,28

3

0,27

2

0,25

6

0,24

1

0,22

4

0,21

0,18

8

0,17

6

0,16

7

0,15

0,13

2

0,11

7

0,10

7

0,09

0,07

5

0,06

3

0,03

9

0,02

9

0,01

5

0,01

3

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

3,68

9

3,90

7

4,19

2

4,39

6

4,57

6

4,84

5,00

7

5,27

5,45

2

5,72

9

5,97

4

6,01

5

6,11

9

6,38

7

6,59

7

6,74

3

6,87

2

6,96

5

7,15

3

7,27

7,42

5

7,58

1

7,69

7

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

384

386

388

390

392

394

396

398

400

402

404

406

408

410

412

414

416

418

420

422

424

426

428

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

2,41

1

2,14

5

1,77

1,56

1

1,36

3

1,19

5

0,92

3

0,87

5

0,76

3

0,62

6

0,56

5

0,53

4

0,50

4

0,48

6

0,46

7

0,44

8

0,43

3

0,42

4

0,40

5

0,38

9

0,37

8

0,37

4

0,34

4

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0,4

0,40

4

0,40

6

0,42

0,44

9

0,48

2

0,48

2

0,51

2

0,56

0,60

4

0,74

0,88

8

1,09

3

1,42

7

1,56

4

1,64

3

1,99

7

2,18

4

2,35

8

2,59

9

2,90

2

3,20

2

3,49

3

Tab

ela

IV.3

– T

abel

a de

Cur

so d

e vá

lvul

a (m

m)

x Â

ngul

o do

vira

breq

uim

(o )

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

338

340

342

344

346

348

350

352

354

356

358

360

362

364

366

368

370

372

374

376

378

380

382

196

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

1,98

2

1,73

7

1,49

1

1,26

8

1,11

2

0,88

8

0,75

8

0,61

4

0,53

9

0,52

5

0,49

8

0,48

2

0,46

4

0,44

7

0,43

0,41

8

0,40

5

0,39

0,37

1

0,35

7

0,34

5

0,33

1

0,31

5

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

568

570

572

574

576

578

580

582

584

586

588

590

592

594

596

598

600

602

604

606

608

610

612

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

6,80

2

6,65

8

6,49

1

6,37

1

6,09

4

5,94

5

5,73

1

5,54

5,43

1

5,18

5

4,91

3

4,79

9

4,53

5

4,37

4

4,02

7

3,80

7

3,59

2

3,41

4

3,14

5

2,89

2,61

7

2,43

2

2,2

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

522

524

526

528

530

532

534

536

538

540

542

544

546

548

550

552

554

556

558

560

562

564

566

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

9,02

3

8,99

2

8,96

1

8,94

8,84

2

8,8

8,76

2

8,66

5

8,60

6

8,53

1

8,46

8,37

5

8,27

4

8,2

8,09

6

7,93

6

7,81

2

7,65

8

7,58

7

7,42

5

7,24

7

7,14

4

7,04

4

Tab

ela

IV.4

- T

abel

a de

Cur

so d

e vá

lvul

a (m

m)

x Â

ngul

o do

vira

breq

uim

(o )

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

476

478

480

482

484

486

488

490

492

494

496

498

500

502

504

506

508

510

512

514

516

518

520

197

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0,08

9

0,07

3

0,05

9

0,04

7

0,01

4

0,00

5

0

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

642

644

646

648

650

652

654

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0,19

4

0,16

9

0,16

5

0,15

3

0,13

6

0,12

2

0,11

1

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

628

630

632

634

636

638

640

Cur

so d

e

Val

vula

de

Exa

ustã

o (m

m)

0 0 0 0 0 0 0

Cur

so d

e

Val

vula

de

Adm

issã

o (m

m)

0,30

1

0,28

7

0,27

3

0,24

7

0,23

0,22

3

0,20

8

Tab

ela

IV.5

– T

abel

a de

Cur

so d

e vá

lvul

a (m

m)

x Â

ngul

o do

vira

breq

uim

(o )

Ang

ulo

do

Vira

breq

uim

(o )

614

616

618

620

622

624

626

198

Fig

ura

IV.5

– G

ráfic

o de

per

fil d

e le

vant

amen

to d

as v

álvu

las

de e

scap

amen

to e

adm

issã

o

199

Fig

ura

IV.6

– T

ela

do B

OO

ST

com

dad

os d

e en

trad

a do

coe

ficie

nte

de d

esca

rga

200

Coe

ficie

nte

de

Des

carg

a de

Exa

ustã

o

0,00

0,08

0,16

0,23

0,30

0,36

0,42

0,48

0,52

0,57

0,61

0,64

0,67

0,70

0,72

0,74

0,75

0,75

0,76

0,75

Cur

so d

a

Vál

vula

(mm

)

0,00

0,50

1,00

1,50

2,00

2,50

3,00

3,50

4,00

4,50

5,00

5,50

6,00

6,50

7,00

7,50

8,00

8,50

9,00

9,50

Coe

ficie

nte

de

Des

carg

a de

Adm

issã

o

0,00

0,16

0,29

0,39

0,46

0,53

0,58

0,63

0,65

0,68

0,69

Tab

ela

IV.6

- T

abel

a de

Coe

ficie

ntes

de

Des

carg

a de

Adm

issã

o e

Exa

ustã

o

Cur

so d

a

Vál

vula

(mm

)

0,00

0,97

1,94

2,90

3,87

4,84

5,81

6,78

7,74

8,71

9,68

201

Fig

ura

IV.7

– T

ela

do B

OO

ST

com

exe

mpl

os d

e da

dos

de s

aída

do

prog

ram

a –

Pre

ssão

, Tem

pera

tura

, em

issõ

es, I

ME

P e

vaz

ão d

e ar

Documents

ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE …objdig.ufrj.br/60/teses/coppe_d/TadeuCavalcanteCordeiroDeMelo.pdf · 1- Motores de Ignição por Centelha. 2- Motores Flex