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SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO
UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK
Michel Millem Camara
Projeto de Graduação apresentado ao Curso de
Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,
Universidade Federal do Rio de Janeiro, como
parte dos requisitos necessários à obtenção do
título de Engenheiro.
Orientador: Prof. Marcelo José Colaço, Dsc.
RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL
MARÇO DE 2015
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DEM/POLITÉCNICA/UFRJ
SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO
UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK
Michel Millem Camara
PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO
DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS
REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE
ENGENHEIRO MECÂNICO.
Aprovado por:
________________________________________________
Prof. Marcelo José Colaço; DSc.
________________________________________________ Prof. Daniel Onofre de Almeida Cruz; DSc.
________________________________________________ Prof. Manuel Ernani de Carvalho Cruz; PhD.
RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL
MARÇO DE 2015
i
Camara, Michel Millem.
Simulação computacional de motor diesel marítimo
utilizando software Diesel RK / Michel Millem Camara – Rio
de Janeiro: UFRJ / Escola Politécnica, 2015.
X, 98p.:il.; 29,7 cm
Orientador: Prof. Marcelo José Colaço, DSc.
Projeto de Graduação – UFRJ / Escola Politécnica / Curso
de Engenharia Mecânica, 2015.
Referências Bibliográficas: p. 69 - 71
1. Simulação de motor Diesel. 2. Software Diesel RK. 3.
Motor marítimo. 4. Emissão de poluentes em motores Diesel.
I. Colaço, Marcelo. II. Universidade Federal do Rio de
Janeiro, Escola Politécnica, Engenharia Mecânica. III.
Simulação computacional de motor Diesel marítimo utilizando
software Diesel RK.
ii
Dedico aos meus avós,
Celeste, Miguel e Guy, que olham
por todos nós lá de cima.
iii
AGRADECIMENTOS
A Deus, por todas as bênçãos que recebi, e principalmente, pela família que me
deu.
A meus pais, Mario e Laura, por todo o amor, carinho e apoio que me
proporcionam desde sempre. É meu maior privilégio ser filho de vocês.
A minha avó, Sônia, por suas orações e torcida, e sempre disposta a ajudar no
que for preciso.
A meu quase-irmão Eurico, por toda a amizade, apoio e companheirismo de
tantos anos. Um amigo que levarei para a vida toda.
A minha namorada Karina, pelos ótimos momentos juntos, e pelos muitos outros
que ainda virão em sua companhia.
A família e amigos, pelo suporte e apoio nos bons e maus momentos, que
serviram para que chegasse até aqui.
Aos amigos que a Engenharia Mecânica trouxe, por todo o estudo e trabalho
árduo para atingirmos juntos nossos objetivos.
Aos amigos Cláudio Pedro, Hélio, Leandro e Benone da Armco Staco, por toda
a ajuda e ensinamentos passados, vocês mudaram a forma com que eu vejo a
engenharia.
Ao professor Marcelo Colaço pela disponibilidade em me orientar neste projeto,
pelos importantes ensinamentos teóricos e práticos e pela disposição em me ajudar
sempre que preciso.
Aos professores Daniel Cruz e Manuel Ernani, por aceitarem o convite de
participar da banca examinadora.
iv
Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/ UFRJ como parte
dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.
SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO
UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK
Michel Millem Camara
Março/2015
Orientador: Marcelo José Colaço, DSc.
Curso: Engenharia Mecânica
Com o passar das décadas, o avanço da tecnologia e a demanda de energia também crescem de forma acelerada, e faz-se necessária a pesquisa de novas fontes de energia, além de aprimoramento das já existentes. Um dos maiores problemas relacionados a motores de combustão é a emissão de gases poluentes à atmosfera, principalmente em um momento de preocupação constante com o meio ambiente.
Este projeto visa elaborar e validar uma simulação da operação do motor MAN Innovator – 4C, analisando seus resultados e comparando-os com os valores obtidos na bancada de experimentos no bunker do Laboratório de Máquinas Térmicas da Universidade Federal do Rio de Janeiro, onde o motor fica instalado.
Para realizar o ensaio computacional, serão coletados os parâmetros do motor a partir dos manuais de operação do mesmo. Com os dados corretos, a simulação será feita e os resultados serão avaliados. As curvas de pressão e potências geradas serão comparadas aos valores reais.
Posteriormente, será feita a análise dos resultados de diversos parâmetros, visando validar a simulação e verificar se os modelos utilizados pelo programa são adequados.
Por fim, será feita a comparação entre os valores das emissões dos compostos mais poluentes, e que usualmente são regulados por normas em diversos países. Estes dados também serão coletados experimentalmente no laboratório e os resultados serão confrontados.
Palavras-chave: Simulação de motor Diesel, Software Diesel RK, Motor marítimo,
Emissão de poluentes em motores Diesel.
v
Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of
the requirements for the degree of Mechanical Engineer.
COMPUTATIONAL SIMULATION OF MARITIME DIESEL ENGINE USING
SOFTWARE DIESEL RK
Michel Millem Camara
March/2015
Advisor: Marcelo Colaço, DSc.
Course: Mechanical Engineering
Within decades, the advances of technology and energy demand also increase greatly, and it is a necessity the research for new sources of energy and the improvement of the already used ones. One of the biggest problems related to combustion engines is the emission of pollutant gases to the atmosphere, particularly in a moment of constant concern with the environment.
This project aims to elaborate and validate the simulation of the operating engine MAN Innovator- 4C, analyzing its results and comparing them with the ones obtained in the experimental cell installed at the Thermal Machines Laboratory of Federal University of Rio de Janeiro.
To perform the computational test, the engine parameters are going to be gathered from the operational manuals. With the correct data, the simulation will be executed and the results will be analyzed. The internal pressure graphics and engine power will be compared to the real values
The analysis of different parameters will also be made, aiming to validate the simulation and verify the adequacy of the models used by the software.
Finally, the quantity of pollutant gases emitted by the engine will be simulated, and the results Will be compared to the experimental ones. These gases usually are regulated by norms and laws in different countries.
Keywords: Diesel engine simulation, Software Diesel RK, Maritime engine, Pollutant
emission in Diesel engines.
vi
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO ...................................................................................................... 1
2. OBJETIVO ............................................................................................................. 3
3. REVISÃO CONCEITUAL .................................................................................... 4
3.1. CLASSIFICAÇÃO DOS MOTORES .............................................................. 53.1.1. Motor Alternativo ................................................................................................................. 5
3.1.2. Motor Rotativo ..................................................................................................................... 6
3.1.3. Motor de Ignição por Centelha ............................................................................................. 7
3.1.4. Motor de Ignição por Compressão ....................................................................................... 7
3.2. CICLOS PADRÃO A AR E O CICLO DIESEL .............................................. 83.2.1. Ciclo-Padrão de Carnot ......................................................................................................... 8
3.2.2. Ciclo-Padrão de Diesel ........................................................................................................ 10
3.3. PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO ............................................ 113.3.1. Razão de Compressão ......................................................................................................... 11
3.3.2. Volume do Cilindro .............................................................................................................. 12
3.3.3. Torque e Potência Efetiva ................................................................................................... 13
3.3.4. Pressão Média Efetiva (mep) .............................................................................................. 13
3.4. ATRASO DE IGNIÇÃO ................................................................................ 143.4.1. Avanço de Injeção ............................................................................................................... 15
3.4.2. Quantidade de Combustível e Carga .................................................................................. 15
3.4.3. Temperatura e pressão do ar de admissão ........................................................................ 16
3.4.4. Rotação ............................................................................................................................... 16
3.4.5. Swirl .................................................................................................................................... 17
3.4.6. Concentração de O2 ............................................................................................................ 17
3.4.7. Pulverização de Combustível .............................................................................................. 18
3.4.8. Cetano ................................................................................................................................. 19
3.5. EMISSÕES ..................................................................................................... 203.5.1. Monóxido de Carbono ........................................................................................................ 20
3.5.2. Material Particulado ........................................................................................................... 21
3.5.3. Hidrocarbonetos ................................................................................................................. 21
3.5.4. Óxidos de Nitrogênio .......................................................................................................... 22
3.5.5. Enxofre ................................................................................................................................ 22
4. SOFTWARE DIESEL RK ................................................................................... 23
vii
4.1. HISTÓRICO ................................................................................................... 23
4.2. MODELO DE WIEBE ................................................................................... 24
4.3. MODELO RK ................................................................................................. 25
4.4. VAPORIZAÇÃO DO COMBUSTÍVEL ........................................................ 27
4.5. CORRELAÇÃO DE WOSCHNI ................................................................... 29
4.6. CÁLCULO DE EMISSÃO DE NO ................................................................ 30
5. CONFIGURANDO O SOFTWARE ................................................................... 32
6. SIMULAÇÃO DO MOTOR MAN INNOVATOR 4C E RESULTADOS ...... 46
6.1. CURVA DE PRESSÃO .................................................................................. 48
6.2. TEMPERATURA NO INTERIOR DO CILINDRO ...................................... 53
6.3. PRESSÃO MÉDIA EFETIVA (BMEP) ......................................................... 54
6.4. POTÊNCIA DE SAÍDA ................................................................................. 55
6.5. RAZÃO A/F EQUIVALENTE E CYCLE FUEL MASS ............................... 56
6.6. EMISSÕES DE NOX E SO2 ............................................................................ 59
7. CONCLUSÕES ..................................................................................................... 67
REFERÊNCIAS ........................................................................................................... 69
APÊNDICE A – CONVERSÃO DE UNIDADES PARA EMISSÃO DE SO2 ........ 72
ANEXOS ....................................................................................................................... 74
ANEXO I – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 100% DA CARGA NOMINAL – DIESEL
RK ............................................................................................................................... 74
ANEXO II – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 75% DA CARGA NOMINAL – DIESEL
RK ............................................................................................................................... 77
ANEXO III – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 50% DA CARGA NOMINAL – DIESEL
RK ............................................................................................................................... 80
ANEXO IV – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 25% DA CARGA NOMINAL – DIESEL
RK ............................................................................................................................... 83
ANEXO V – PARÂMETROS UTILIZADOS NAS SIMULAÇÕES – DIESEL RK .................... 86
ANEXO VI – RESULTADOS EXPERIMENTAIS PARA EMISSÕES – HORIBA .................... 96
ANEXO VII – NORMA DIN EN 590 PARA ÓLEO DIESEL – DIERSCH & SHRÖDER GROUP
.................................................................................................................................. 102
viii
LISTA DE SÍMBOLOS
𝑈� velocidade média do pistão (m/s)
�̇� vazão mássica (kg/h)
∆θd: duração da combustão difusiva (graus)
∆θp: duração da combustão pré-misturada (graus)
a raio da manivela (mm)
B diâmetro do pistão (mm)
C Concentração do composto (g/kW.h)
Cp calor específico a pressão constante (J/kg.K)
cv calor específico a volume constante (J/kg.K)
ds diâmetro de superfície (mm)
dv diâmetro volumétrico médio (mm)
dv/s diâmetro médio de Sauter (mm)
l comprimento da biela (mm)
md fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva (adimensional)
MM massa molar do composto (kg/kmol)
mp fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada (adimensional
N rotação do motor (rpm)
ncilindros número de cilindros (adimensional)
nr número de revoluções da manivela (adimensional)
P potência (kW)
p pressão no interior do cilindro (kPa)
PMI ponto morto inferior (adimensional)
PMS ponto morto superior (adimensional)
rc razão de compressão (adimensional)
s distância entre o eixo da manivela e o eixo do pino do pistão (mm)
T temperatura (K)
Trq torque (N.m)
Vc volume do cilindro (mm³)
Vd volume deslocado pelo pistão (mm³)
wi fração mássica (%)
ix
xd fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (adimensional)
xp fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada
(adimensional)
yi fração molar (%)
θ ângulo da manivela (graus)
λ razão ar-combustível equivalente (adimensional)
𝛾 Quantidade de SO2, obtida na emissão experimental (ppm)
x
GLOSSÁRIO
Autoignição – situação adversa ao motor, ocorre um queima espontânea e
independente da centelha.
Biela – peça conectada ao pistão que serve para transmitir ou transformar o
movimento retilíneo alternativo em circular contínuo.
Ciclo termodinâmico – qualquer série de processos termodinâmicos tais que, ao
fim de todos, o sistema regresse ao seu estado inicial.
Cilindro do motor – espaço do motor onde ocorre a queima do combustível e
movimento do pistão. Deve resistir a altas temperaturas e desgaste.
Combustão – queima entre o combustível e um gás (denominado comburente da
mistura) para liberação de energia na forma de luz e calor.
Dinamômetro – equipamento projetado para a medição de força, torque ou
potência. No caso do motor, calcula a força a partir dos valores medidos para torque e
rotação.
Pistão – peça cilíndrica do motor, que se move no interior do cilindro,
geralmente fabricada em alumínio ou outra liga metálica.
Ponto Morto Inferior - posição mais baixa do embolo no interior do cilindro.
Ponto Morto Superior – posição mais alta do êmbolo no interior do cilindro.
Smog – tipo de poluição atmosférica que resulta na formação de um nevoeiro
contaminado por fumaças, dificultando a visão.
xi
Swirl – turbulência gerada na parte superior do cilindro, devido à injeção de ar
no motor Diesel. Facilita a mistura entre o combustível injetado e o ar no interior da
câmara.
Virabrequim – também chamado de eixo de manivelas ou árvore de manivelas,
tem a função de transformar uma força em um momento. No motor de combustão, é
fabricado com materiais duros, para resistir tração e fadiga.
1
1. INTRODUÇÃO
Os primeiros motores de combustão interna datam de 1876, quando o
engenheiro alemão Nikolaus Otto criou e implementou o primeiro motor de ignição por
centelha, e em 1892 quando Rudolf Diesel fez o mesmo com um motor de ignição por
compressão.
Com o tempo, novas tecnologias foram surgindo, assim como novas demandas
por energia e diferentes contextos ambientais. Durante os últimos anos, houve e ainda
há um investimento crescente em pesquisas e desenvolvimento dessa tecnologia,
visando principalmente um aumento de energia obtida para um menor consumo de
combustível, além da redução da emissão de gases poluentes à atmosfera. A Figura 1.1
mostra a magnitude do que, pelo menos até 2012, era considerado maior motor de
combustão do mundo: o Wärtsilä RT-flex96C possui 13.5m de altura e 27.3m de
comprimento e produz mais de 109.000 cavalos de potência nos seus 14 cilindros.
Figura 1.1 - Motor de dois tempos Wärtsilä RT-flex96C [14]
Os motores de combustão têm como propósito a conversão de energia química
(presente no combustível utilizado) em energia mecânica. Diferentemente de um motor
de combustão externa, os motores de combustão interna convertem essa energia através
da queima ou oxidação do combustível dentro do motor. Com isso, a mistura ar-
2
combustível (antes da queima) e os gases produzidos no processo (após a queima) são
os fluidos de trabalho [3].
A importância dessa fonte de trabalho mecânico é inegável nos dias modernos.
Desde a indústria, passando pelo setor de transporte e até pela agricultura, a aplicação
de motores para geração de energia é extremamente vasta. E, por sua intensa
propagação, investir no desenvolvimento desse setor para, principalmente, reduzir as
emissões poluentes, é essencial. Essa redução é especialmente desejada quando são
observadas fotos como as da Figura 1.2, que trazem a intensa poluição na cidade de
Pequim, durante a manhã em 2007, na hora do rush.
Figura 1.2 - Smog na cidade de Pequim, em 2007 [16]
3
2. OBJETIVO
O objetivo deste projeto é realizar uma simulação computacional de um motor
Diesel MAN Innovator – 4C, que se encontra no Laboratório de Máquinas Térmicas
(LMT) do Centro de Tecnologia da Universidade Federal do Rio de Janeiro, na ilha do
Fundão. A simulação é feita através do software Diesel RK, cujas possíveis aplicações
são a predição de consumo de combustível, curva de potência, análise de emissões,
entre outros dados.
Inicialmente, os dados operacionais e de fabricação do motor são coletados.
Utilizando os manuais disponíveis no laboratório, e outros arquivos fornecidos pelo
fabricante, foi possível reunir todas as informações necessárias para que a simulação
fosse executada. Foram feitas simulações para 100%, 75%, 50% e 25% das cargas
nominais do motor.
Depois, são comparados os valores obtidos na simulação com os experimentais,
de forma a validar o ensaio computacional e averiguar a confiabilidade de seus
resultados. Para isso, foram verificadas a potência gerada e as curvas de pressão, para
cada carga nominal.
Por fim, são avaliados os valores para as emissões de poluentes, temperaturas, e
pressões médias efetivas, a fim de garantir que a simulação é válida e que o modelo do
software pode ser utilizado de forma eficaz.
4
3. REVISÃO CONCEITUAL
Os motores de combustão são maquinas geradoras de força motriz, trabalhando
com princípios da termodinâmica e com conceitos de compressão e expansão de fluidos
gasosos para isso. Ela é capaz de converter a energia química, presente nos
combustíveis utilizados, em energia mecânica, através da queima desses combustíveis.
Classificamos como motores de combustão interna aqueles em que a combustão ocorre
no interior de suas câmaras, e com isso a operação ocorre utilizando a combinação ar-
combustível como fluido de trabalho. Um exemplo deste tipo de motor é apresentado na
Figura 3.1.
Figura 3.1 - Seção de um motor Diesel de 2 tempos [4]
Os conceitos apresentados neste capítulo têm como fontes principais as
referências [4]e [13].
5
3.1. CLASSIFICAÇÃO DOS MOTORES
Os mecanismos utilizados pelos motores permitem uma classificação
diversificada para cada tipo. São eles:
3.1.1. Motor Alternativo
Através de repetidos movimentos de translação dos pistões, alteram o volume da
câmara de combustão, comprimindo ou expandindo os fluidos dentro da mesma. Os
motores alternativos podem operar em dois ou quatro tempos.
3.1.1.1. Motor Dois Tempos
A cada volta do eixo, temos um ciclo de admissão, compressão, expansão e
exaustão. Utilizam o próprio pistão como “válvula”, já que o mesmo é responsável pela
abertura e fechamento de aberturas nas paredes da câmara. Para motores de maior porte,
entretanto, essa opção não é viável, logo é utilizada uma válvula no cabeçote. Este ciclo
é ilustrado na Figura 3.2. Na etapa retratada no lado esquerdo, as entradas de
transferência e exaustão estão bloqueadas pelo pistão, e o termo “exhaust blowdown”
refere-se ao atraso entre o início da exaustão e a abertura da passagem entre o cárter e o
cilindro, para que a nova mistura ar-combustível possa ser queimada [19]. À direita, o
processo de “scavenging”, que consiste na exaustão da mistura dos gases já queimados e
entrada da nova mistura. Se essa etapa for incompleta, haverá problemas no momento
da queima.
6
Figura 3.2 - Ciclo de operação dois-tempos [4]
3.1.1.2. Motor quatro tempos
Para completarmos um ciclo termodinâmico, precisamos completar duas voltas
no eixo do virabrequim. A admissão e compressão ocorrem em uma das voltas, e a
transferência de calor na volta seguinte. Por essa complexidade, não é possível utilizar o
pistão como um controlador da entrada e saída de fluidos da câmara, logo se faz
necessário o uso de um (ou mais) comando de válvulas.
3.1.2. Motor Rotativo
Seu funcionamento envolve a rotação de um pistão especial em uma câmara de
combustão adequada, e realiza as mesmas 4 etapas de um motor alternativo, porém
essas etapas ocorrem de forma simultânea, mas em diferentes setores da carcaça.
Permite uma operação muito mais silenciosa, além de ser mais leve e compacto que um
motor alternativo, entretanto apresenta problemas de vedação e exige maior consumo de
lubrificantes. São exemplos os motores Wankel e Quasiturbine. Para facilitar a
visualização do funcionamento deste tipo de motor, um esquema está apresentado na
Figura 3.3. Nele, podemos observar as diferentes etapas da combustão ocorrendo em
regiões distintas, simultaneamente.
7
Figura 3.3 - Funcionamento de um motor Wankel [17]
Podemos classificá-los também pelo tipo de ignição utilizada na combustão. Isso
também determina o tipo de combustível utilizado no processo. São eles:
3.1.3. Motor de Ignição por Centelha
Uma mistura ar-combustível é admitida na câmara de combustão e comprimida
pelo pistão, apresentando por isso um aumento de temperatura e pressão. Uma centelha
provocada por uma vela gera a energia inicial necessária ao processo de combustão, e a
mistura queima, expandindo a câmara e empurrando o pistão para baixo. A razão de
compressão acaba sendo limitada pela resistência à autoignição do combustível
utilizado.
O motor de ciclo Otto, por exemplo, utiliza esse tipo de ignição.
3.1.4. Motor de Ignição por Compressão
Na fase de admissão, ar é forçado a entrar na câmara de combustão. Depois de
sua compressão, e já apresentando elevadas temperatura e pressão, o combustível é
injetado. Entrando em contato com o ar aquecido, a combustão ocorre sem a ajuda da
8
centelha. A razão de compressão precisa ser suficientemente alta para causar a
autoignição do combustível.
O motor Diesel, como o MAN Innovator-4C, utiliza a ignição por compressão.
3.2. CICLOS PADRÃO A AR E O CICLO DIESEL
Uma análise mais teórica de um ciclo térmico de um motor de combustão interna
o classificaria como um ciclo aberto, com um fluido de trabalho composto por uma
mistura de gases. Entretanto, uma boa aproximação prática do ponto de vista da
engenharia é considerá-lo um ciclo fechado, com um fluido de trabalho considerado
padrão (ar). Para essa análise, consideramos verdadeiras as seguintes hipóteses:
I. Uma massa fixa de ar (gás perfeito) é considerada durante todo o processo.
Desta forma, não seria necessário considerar os fluxos de fluidos através das
válvulas;
II. O processo de combustão é substituído por uma transferência de calor de uma
fonte externa;
III. Os processos de entrada e saída de ar são substituídos por processos de
transferências de calor;
IV. Todos os processos de compressão e expansão são considerados reversíveis;
V. Cp e Cv são considerados constantes.
3.2.1. Ciclo-Padrão de Carnot
O ciclo-padrão de Carnot é um ciclo termodinâmico teórico proposto por
Nicolas Léonard Sadi Carnot, em 1824. Consiste na alternância entre processos
isotérmicos e adiabáticos, que garantem uma menor perda de calor para o meio externo.
Esse ciclo tem um rendimento que não chega a 100%, e é uma referência de
máxima eficiência possível para uma máquina térmica operando entre dois níveis de
temperatura pré-determinados. Mesmo assim, um equipamento capaz de recriar um
ciclo tão ‘perfeito’ até hoje não pôde ser construído na prática. Um diagrama do ciclo de
Carnot está representado na Figura 3.4.
9
Figura 3.4 - Diagrama do Ciclo de Carnot [18]
Os quatro processos do ciclo são:
1. O ciclo se inicia com o gás em contato com o reservatório de alta
temperatura. Isso permite que o sistema realize uma expansão isotérmica
do volume V1 para o volume V2, mantendo a temperatura T1 constante. É
nesse processo que o gás realiza trabalho no pistão;
2. Ao atingir o volume V2 e pressão p2, o sistema continua sua expansão,
mas dessa vez adiabaticamente. Isso resulta em uma queda de
temperatura durante esse processo;
3. Quando a temperatura atinge o valor T2, o gás entra em contato com uma
fonte de baixa temperatura, no momento em que o volume é V3 e a
pressão p3. Nesse momento, o gás começa a ser comprimido
istoermicamente, rejeitando calor para a fonte de baixa temperatura;
10
4. Finalmente, ao atingir o volume V4 e pressão p4, o contato entre o gás e o
reservatório é interrompido e a compressão continua de forma adiabática,
até que o estado do gás retorne ao da etapa 1, ou seja, volume V1 e
pressão p1.
3.2.2. Ciclo-Padrão de Diesel
Os motores Diesel utilizam um ciclo termodinâmico para a conversão da energia
química do combustível para energia mecânica. Esse ciclo consiste de quatro fases,
descritas abaixo e representados no diagrama da Figura 3.5. Na figura, o ciclo Diesel
segue o caminho 1-2-3-4-1.
1) Admissão: O pistão, inicialmente no ponto morto superior (PMS) desloca-se
até o ponto morto inferior (PMI), permitindo a abertura da válvula de
admissão. Devido à diferença de pressão, o ar entra na câmara de combustão,
passando pelo filtro de ar e pela tubulação de admissão. Esta etapa equivale
ao processo 1-2 do diagrama.
2) Compressão: Com as válvulas de admissão e escape fechadas, o pistão sobe
para diminuir o volume da câmara, comprimindo assim o ar dentro dela.
Devido à compressão, a temperatura do ar também aumenta. No fim da
compressão, o bico injetor pulveriza o combustível para a parte interna da
câmara. Entrando em contato com o ar aquecido, o óleo diesel se inflama,
dando início à combustão. Representado pelo processo 2-3 na figura.
3) Expansão: O pistão se desloca do PMS ao PMI, enquanto a expansão do ar
ocorre dentro da câmara. É nesta etapa em que a energia mecânica é obtida.
Devido à energia liberada pela combustão e pela expansão do ar, o pistão é
forçado para baixo, girando o virabrequim através da biela. Isso é o que
permite a rotação do motor. Este processo é representado pelo caminho 3-4
do diagrama.
11
4) Exaustão: O pistão desloca-se novamente ao PMS, desta vez com a válvula
de escape aberta. Com o movimento, os gases queimados são empurrados
para fora da câmara. Indicado pelo processo 4-1 na figura.
Figura 3.5 - Diagrama P x v de ciclo Diesel [13]
3.3. PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO
A seguir, algumas das relações geométricas e parâmetros comumente utilizados
para caracterizar o modo de operação do motor serão desenvolvidos [4].
3.3.1. Razão de Compressão
É o valor numérico da relação entre o volume da câmara de combustão
completamente distendida e o volume da mesma completamente comprimida. É dada
pela fórmula [4]:
𝑟𝑐 = 𝑣𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑚á𝑥𝑖𝑚𝑜 𝑑𝑜 𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜𝑣𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑚í𝑛𝑖𝑚𝑜 𝑑𝑜 𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜
= 𝑉𝑑 + 𝑉𝑐𝑉𝑐
12
Onde Vc é o volume geométrico da câmara, e Vd é o volume deslocado pelo
movimento do pistão (entre o ponto morto superior e o ponto morto inferior).
3.3.2. Volume do Cilindro
O volume V do cilindro, em qualquer posição da manivela, pode ser descrito
pela fórmula [4]:
𝑉 = 𝑉𝐶 + 𝜋𝐵2
4 (𝑙 + 𝑎 − 𝑠)
Onde s é a distância entre o eixo da manivela e o eixo do pino do pistão. Seu
valor também pode ser descrito como:
𝑠 = 𝑎 𝑐𝑜𝑠𝜃 + (𝑙2 − 𝑎2𝑠𝑒𝑛2𝜃)1/2
Com isso, a equação para o volume pode ser reescrita da seguinte forma:
𝑉 = 𝑉𝐶 +𝜋𝐵2
4�𝑙 + 𝑎 + 𝑎𝑐𝑜𝑠𝜃 − �𝑙2 − 𝑎2𝑠𝑒𝑛2𝜃�
A geometria do cilindro está representada no esquema da Figura 3.6. Nele,
verificamos as representações do diâmetro do pistão (B), seu curso (L), comprimento da
biela (l), raio da manivela (a) e ângulo da manivela (𝛳).
Figura 3.6 - Esquema da geometria do pistão, biela, manivela e cilindro [3]
13
3.3.3. Torque e Potência Efetiva
O torque de um motor normalmente é medido com um dinamômetro (Figura
3.7). Seu rotor é conectado ao volante do motor em uma bancada de testes. O torque é
dado, portanto, pela fórmula [4]:
𝑇𝑟𝑞 = 𝐹 𝑥 𝑏
Onde F é a força e b é a distância entre o eixo do rotor do dinamômetro e a
célula de carga. A potência, por sua vez, será:
𝑃 = 2𝜋𝑁𝑇
Onde N é a rotação do motor.
Figura 3.7 - Dinamômetro automotivo de bancada [19]
3.3.4. Pressão Média Efetiva (mep)
É importante definir um parâmetro de comparação, mensurável, entre dois
motores distintos. O torque gerado é um parâmetro capaz de medir a capacidade de um
motor em produzir trabalho, mas depende do tamanho físico do equipamento. Para
medir de forma mais adequada o desempenho do motor, utilizamos a pressão média
14
efetiva (ou mean effective pressure, mep). Esse valor é obtido dividindo o trabalho
gerado por ciclo pelo volume deslocado no cilindro [4].
𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑙ℎ𝑜 𝑝𝑜𝑟 𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜 =𝑃.𝑛𝑅𝑁
Onde 𝑛𝑅 é o número de revoluções da manivela para cada estágio do ciclo que
gere potência. No caso de um ciclo de 4 tempos, 2 deles geram força, e os outros não.
Com isso, o valor para a mep é:
𝑚𝑒𝑝 =𝑃.𝑛𝑅𝑉𝑑 .𝑁
Os modelos mais eficientes de motores tendem a possuir, independente do
tamanho, um valor constante para a pressão média efetiva máxima. Logo, é um
parâmetro bem estabelecido e serve para verificar se um projeto é viável e bem
executado. O BMEP (brake mean effective pressure) é medido diretamente no eixo do
motor, enquanto que o IMEP (indicated mean effective pressure) é calculado na câmara
de combustão. A Tabela 3.1 traz alguns valores típicos para BMEP máximo de
diferentes tipos de motores [4].
Tabela 3.1 - Valores típicos para a pressão média efetiva [4].
Tipo de motor BMEP Máximo [kPa]
Otto - Aspiração normal 850 -1200
Otto com Turbocompressor 900-1400 Diesel 4 Tempos Aspiração Natural 700-900 Diesel 4 Tempos Turbocompressão 1000-1200
Diesel 4 Tempos com Turbocompressão e Afterblow 1400
Diesel 2 Tempos, Grande porte 1600
3.4. ATRASO DE IGNIÇÃO
Os motores Diesel apresentam um atraso de ignição, que é descrito pelo
intervalo de tempo (medido em ângulos da manivela) entre o início da injeção e o início
15
da combustão. O primeiro é definido como o momento em que o bico injetor se abre e o
combustível entra na câmara. O segundo já mais complicado de ser definido, e depende
de diversos fatores. Sua detecção pode ser a mudança de inclinação do gráfico da taxa
de liberação de calor, que ocorre justamente no momento da ignição.
Em um motor de ignição por centelha, esse momento pode ser controlado pelo
momento em que a vela do motor é acionada e a centelha é produzida. Para motores de
ignição por compressão, como o motor diesel, diversos fatores (alguns químicos, outros
físicos) interferem neste processo. As etapas físicas que devem acontecer para que haja
a ignição são: a atomização do jato de combustível líquido, a vaporização das gotículas
e a mistura do vapor de combustível ao ar. Os processos químicos são as reações de pré-
combustão do combustível com o ar aquecido e pressurizado, para que a autoignição
aconteça.
O atraso de queima nos motores Diesel é um fenômeno natural. É preciso
controlar esse atraso para que a queima ocorra no momento certo, para que a eficiência
do motor seja a melhor possível. Um maior atraso de ignição resulta em maior liberação
de energia da região pré-misturada, o que pode provocar danos ao motor. Alguns fatores
afetam o atraso de ignição. Eles serão descritos a seguir.
3.4.1. Avanço de Injeção
O atraso é mínimo se o combustível for injetado entre 10° e 15° antes do PMS
[4]. Ao afastar muito o valor dessa faixa, a pressão e temperatura não seriam adequadas.
Se a injeção começar antes, temperatura e pressão iniciais do ar serão menores, e por
isso o atraso aumenta. Se começar depois, esses parâmetros serão levemente maiores no
inicio, mas depois diminuem com o atraso.
3.4.2. Quantidade de Combustível e Carga
A quantidade de combustível não interfere significativamente no atraso de
ignição, já que as primeiras parcelas injetadas de combustível são as que de fato iniciam
a queima. Logo, uma maior quantidade de combustível vai apenas contribuir para uma
maior duração da combustão. No que diz respeito à carga, quanto maior a mesma, maior
será a temperatura e, consequentemente, menor o atraso.
16
3.4.3. Temperatura e pressão do ar de admissão
Um aumento da temperatura e da pressão do ar de admissão facilita a ignição e
contribuem para um menor atraso. A Figura 3.8 apresenta as diferenças observadas no
atraso de ignição para diferentes condições de temperatura e pressão do ar de admissão.
Na figura 3.6(a), quanto maior o valor da pressão média efetiva, menor será o atraso de
ignição. E, para uma pressão inicial de 103kPa, essa diferença é ainda mais acentuada.
Na figura 3.6(b), o atraso é notavelmente menor para a temperatura de 66°C, se
comparado com o delay para 25°C, analisando-se o mesmo valor do bmep [4].
Figura 3.8 - Efeito das propriedades do ar de admissão, e combustível com cetano 50. (a)
Motor com um aumento de 1 atm e temperatura de 25°C. (b) Motor naturalmente aspirado, com
temperaturas de 25°C e 66°C, com número de cetano de 34 e 50 [4].
3.4.4. Rotação
Um aumento da rotação do motor acarreta numa discreta diminuição no atraso
de ignição quando medido em milissegundos; quando medido em graus do virabrequim,
esse atraso aumenta quase linearmente. Além disso, o aumento de rotação também
acarreta um aumento na pressão de injeção, o que facilita a ignição.
17
3.4.5. Swirl
O swirl facilita e melhora a mistura do ar com o combustível injetado. Por isso,
facilita também o inicio da queima e, portanto, diminui o atraso. Também afetam a
transferência de calor nas paredes durante a compressão, e assim, a temperatura da
injeção.
3.4.6. Concentração de O2
A concentração de O2 pode ser alterada se, por exemplo, houver no motor um
sistema de recirculação de gás, que utiliza os gases de exaustão na admissão para
controle de emissões. Em testes realizados com diferentes valores para as concentrações
de oxigênio, é possível observar que, com a diminuição de O2, há um aumento do
atraso. A Figura 3.9 mostra o efeito da densidade de oxigênio no delay de queima. É
possível constatar que uma maior quantidade de oxigênio resulta numa diminuição do
atraso, e essa diferença é considerável mesmo se mantivermos constante a massa
específica da mistura [4].
Figura 3.9 - Densidade relativa de oxigênio e a diferença nos atrasos de ignição para um motor com
razão de compressão de 15 e operando a 1800 rpm [4].
18
3.4.7. Pulverização de Combustível
Os motores Diesel são normalmente classificados em duas categorias, que se
diferem no design de suas câmaras de combustão. São os motores de injeção direta e os
de injeção indireta. O primeiro possui uma única câmara de combustão, na qual o
combustível é injetado; o segundo conta com uma câmara dividida em duas regiões e o
combustível é injetado numa pré-câmara conectada à principal.
No caso dos motores de maior porte, a injeção direta é mais utilizada. Durante
esse processo, é importante que os jatos de óleo Diesel contem com momento e energia
suficientes para que a distribuição da quantidade de combustível misturada ao ar seja
adequada à queima.
Para motores de menor porte, ou caso necessário, alguns artifícios podem ser
utilizados para aumentar a movimentação do ar no interior do cilindro, para que a
mistura fique mais homogênea. Entre eles, a injeção de ar para a formação de um
turbilhamento, ou swirl, que pode ser controlada e ficar mais intensa à medida que o
pistão se aproxima do ponto morto superior. A Figura 3.10 mostra diferentes tipos de
pistão e injeções com swirl [4].
Figura 3.10 - Tipos de injeção direta para motores Diesel: (a) câmara mais compacta e um injetor
com múltiplas saídas, típico de motores de maior porte; (b) câmara do pistão com swirl e mútiplas
saídas do injetor; (c) câmara do pistão com swirl e única saída no injetor [4]
19
Além disso, uma boa atomização do combustível depende também de
características como a pressão de injeção, o diâmetro do bico injetor, a viscosidade do
óleo e a pressão do ar no interior do cilindro durante este processo. Para uma melhor
vaporização das gotículas, interferem o tamanho das mesmas, sua distribuição e
velocidade durante o jato, pressão e temperatura no interior do cilindro, e volatilidade
do fluido. Alguns pistões são desenhados de forma que o espaço entre eles e o cabeçote
contribua para a formação de pequenos “redemoinhos” e cause turbulência, o que
resulta em uma mistura mais homogênea.
3.4.8. Cetano
A ignição por compressão depende também das propriedades do óleo
combustível. O tempo de atraso dessa ignição deve ser adequado para garantir que o
motor funcione de forma suave, com maior eficiência de conversão de energia do
combustível, reduza vibrações, ruídos e emissão de fumaça. A propriedade que dita a
qualidade da ignição do combustível é sua cetanagem, ou número de cetano. Este
também é um parâmetro que influencia no atraso de queima do combustível, como pode
ser observado na Figura 3.11. Nela, é possível constatar que quanto maior o valor da
cetanagem, mais fácil o combustível será queimado e, portanto, menor será o atraso.
20
Figura 3.11 - Influência do número de cetano no atraso de ignição [4]
3.5. EMISSÕES
Os motores de combustão são potenciais poluentes atmosféricos devido a suas
emissões formadas após a queima. Os combustíveis mais utilizados, como por exemplo
a gasolina e o diesel, possuem enxofre em sua composição, e além disso, podem formar
hidrocarbonetos e nitratos prejudiciais à saúde quando são queimados. O grande volume
de veículos a gasolina e a diesel é responsável pelos altos índices poluentes nos grandes
centros urbanos.
3.5.1. Monóxido de Carbono
O monóxido de carbono é um gás incolor, insípido e de alta toxicidade. Ele
forma com a hemoglobina do sangue um composto mais estável do que a própria com o
oxigênio, impedindo assim o transporte de O2 às células pelo sangue. Concentrações
maiores do que 400ppm no ar são potencialmente mortais. É formado pela combustão
incompleta do combustível, que ocorre mais comumente quando temos uma mistura rica
em combustível e pobre em oxigênio durante a queima. A extinção das chamas próximo
à parede mais fria da câmara e a dissociação de CO2 também são causas para a formação
do CO.
21
As emissões de CO são controladas primariamente pela razão ar/combustível.
Nos motores Otto, que trabalham com misturas estequiométricas, as emissões de CO
são mais relevantes. Nos motores Diesel, por outro lado, o volume emitido possui um
valor baixo o suficiente para não ser considerado uma preocupação constante, uma vez
que o ciclo de ignição por compressão sempre opera com uma mistura relativamente
pobre em combustível [4].
3.5.2. Material Particulado
A emissão de material particulado também é muito frequente em motores
Diesel. A composição desse material depende das condições de exaustão do motor e do
sistema de retenção de partículas, mas em média podemos considerar a presença de 70%
em massa de carbono, 20% em oxigênio, 3% em enxofre, 1,5% em hidrogênio, menos
que 1% em nitrogênio e aproximadamente, 1% em elementos traços [6]. Podem ser
substâncias em estado sólido ou líquido, e são responsáveis pela densa fumaça que
ocasionalmente pode ser vista na descarga de veículos a Diesel como ônibus ou
caminhões. Este material é cancerígeno e um potencial contaminante mecânico aos
pulmões. Também podem ser formados pela combustão incompleta ou por problemas
na filtragem e coleta de partículas na descarga.
3.5.3. Hidrocarbonetos
Os hidrocarbonetos liberados na descarga do motor não foram queimados
durante a combustão, e tornam-se um problema ao serem liberados à atmosfera. Vários
hidrocarbonetos estão relacionados com o fenômeno smog, além de causarem irritações
nos olhos e nas mucosas, possuem um cheiro desagradável e podem até ser
cancerígenos.
A principal causa da queima incompleta desses hidrocarbonetos é a folga entre
os pistões e o cilindro. Ao entrarem nessas folgas antes de queimarem, os gases não são
alcançados pela chama devido ao espaço muito pequeno, e são liberados após o fim da
combustão. Além disso, depósitos na parede do cilindro e o óleo lubrificante do motor
também podem absorver esses gases, liberando-os após a combustão [4].
22
3.5.4. Óxidos de Nitrogênio
Os óxidos de nitrogênio (óxido nítrico e dióxido de nitrogênio) são agrupados
como emissões de NOx, apesar de a maior parte ser de óxido nítrico (NO). A principal
causa de formação do óxido nítrico é a oxidação do nitrogênio do ar atmosférico que
entra no cilindro através da mistura ar-combustível. Consequentemente, é possível
perceber que, quanto maior a concentração de O2 na câmara de combustão (misturas
pobres), mais fácil será a formação do óxido nítrico. Adicionalmente, caso o
combustível utilizado na queima contenha em sua composição uma grande quantidade
de N, pode também se tornar uma fonte de NO.
Os fatores que influenciam nessa oxidação são a razão ar-combustível, a
quantidade fracional de gases residuais do último ciclo presentes no cilindro durante o
novo processo, mas principalmente as altas temperaturas na câmara de combustão. No
motor Diesel, diminuir o avanço de injeção de combustível resulta, no fim das contas,
numa menor emissão de NO. A qualidade do combustível utilizado também influencia
esse volume.
3.5.5. Enxofre
Por fim, os compostos de enxofre, com destaque para o dióxido de enxofre
(SO2). É um gás denso, tóxico, não inflamável com um odor sufocante. O SO2,
associado à água na atmosfera, forma o ácido sulfuroso, sendo portanto um dos agentes
causadores da chuva ácida. Além disso, quando presente em grandes quantidades na
atmosfera, já causa danos aos pulmões, além de comprometer a vida da vegetação local.
A principal fonte de emissão desse gás é a combustão de matérias que tenham
enxofre em sua composição. É por isso que, ao longo do tempo, diversas normas e
regulamentações foram adotadas visando banir a comercialização de óleos Diesel com
altas concentrações de enxofre em sua composição, como o caso do S-1800 (1800 ppm
de enxofre). A partir de dezembro de 2013, esse óleo deixou de ser vendido no interior
do Brasil, sendo substituído pelo S-500, com uma quantidade menor do composto. Para
os grandes centros urbanos, em que a concentração de veículos é maior, o óleo utilizado
é o S-10, com teores ainda mais baixos [21].
23
4. SOFTWARE DIESEL RK
4.1. HISTÓRICO
O software Diesel RK começou a ser desenvolvido entre os anos de 1981 e
1982, no departamento de Motores de Combustão Interna da Bauman Moscow State
Technical University. É uma ferramenta que visa a otimização do desempenho de
motores e, apesar de ser um software criado em uma universidade, teve diversas opções
e procedimentos computacionais introduzidos de forma a atender a demanda industrial.
Afinal, foi criado com o propósito de ser uma ferramenta para desenvolvedores e
pesquisadores na área de motores de combustão interna, e por isso a forma de introduzir
dados, assim como as informações fornecidas por ele, são organizadas de uma forma a
atender uma demanda de fabricantes de motores.
O programa trabalha de duas formas distintas quanto ao processamento de
dados. O primeiro utiliza o servidor remoto dos desenvolvedores para execução do
programa. Esse método é gratuito, pois o download do cliente do software não exige
nenhum tipo de pagamento, e é visado única e exclusivamente para estudo e
desenvolvimento em universidades mundo afora, para graduação, pós-graduação e
pesquisa. Por utilizar um servidor remoto, é necessário conexão à internet durante a
simulação, além de ter um número limite de simulações simultâneas, para não
sobrecarregar o sistema. Mas não é um fator que limite a utilização do software de
forma alguma, visto que é difícil encontrar o servidor lotado durante o experimento.
A segunda opção é pagar uma licença ao desenvolvedor, que envia um código-
chave a ser utilizado na autenticação do programa. Com isso, as simulações passam a
ser feitas em um servidor local pelo próprio usuário. Isso pode significar maior
estabilidade, independência de uma conexão com a internet, além de garantir que
nenhum de seus dados será acessado por terceiros. Essa opção é direcionada a empresas
e laboratórios de pesquisa e desenvolvimento privados, que buscam com a simulação
algum tipo de ganho financeiro.
A proposta do software é apresentar resultados com alto nível de precisão, e por
isso são priorizados métodos laboratoriais, utilizados com frequência, para cada tipo de
simulação. Apesar disso, as diferentes equações utilizadas são empíricas, pois é possível
configurar suas constantes e parâmetros. O programa fornece valores recomendados
24
como padrão, para dar ao usuário um ponto de partida. Mas essa customização pode ser
útil para melhorar a precisão da simulação, uma vez que, comparando os resultados
experimentais com as simulações realizadas, pode-se calibrar o valor dessas constantes,
para uma maior acurácia.
Os parâmetros do gás nos cilindros e manifolds do motor são definidos pela
solução de um sistema de equações diferenciais de conservação de energia, quantidade
de movimento, massa e equações de estado para sistemas termodinâmicos abertos. As
mudanças de propriedades do gás dependendo de sua composição e temperatura
também são levadas em conta. Utilizar um método de equações diferenciais em
detrimento das convencionais pode proporcionar um aumento de precisão dos resultados
de até 20% [15].
4.2. MODELO DE WIEBE
Os cálculos da combustão, incluindo motores com câmaras de pré-combustão,
são feitos através de modelagens por zonas múltiplas, ou multizonas. Este tipo de
modelagem, em motores Diesel, consiste na divisão do jato de combustível (pulverizado
pelo bico injetor) em múltiplos volumes discretos, chamados ‘zonas’. O modelo segue
cada zona, permitindo uma análise da câmara enquanto o próprio combustível se
propaga por ela desde sua injeção, até durante e após a queima. Essa modelagem é
muito utilizada principalmente para a detecção e previsão de emissões. Já para a
quantidade de calor emitida durante a queima, o software utiliza o modelo de Wiebe,
que é o mais utilizado na literatura. Esse modelo, criado em 1962 e posteriormente
modificado por Watson (em 1980), é mais apropriado para a simulação, pois não tem
como foco um processo de combustão que dependa de diversas reações químicas
ocorrendo simultaneamente. Em vez disso, modela a combustão do motor em duas fases
distintas: a primeira, uma queima rápida da mistura ar-combustível recém injetada no
cilindro; e a segunda, uma queima mais lenta e gradual do restante da mistura presente e
ainda não queimada. A função simples de Wiebe é comandada pela seguinte fórmula
[11]:
𝑥(𝜃) = 1 − exp �−𝑎 �𝜃 − 𝜃𝑖∆𝜃
�𝑚+1
�
25
O parâmetro m da equação acima influencia na evolução da combustão, ou seja,
como a queima se comporta durante a propagação da frente de chama, representando
assim o fator de forma da câmara de combustão. O fator a, por outro lado, controla a
duração de tempo da combustão.
A função simples de Wiebe, entretanto, não é a mais adequada para o caso
descrito, uma vez que não retrata de forma satisfatória os dois picos de liberação de
calor, observados em um motor de ignição por compressão. Seguindo as modificações
propostas por Watson, adotamos para a modelagem a função dupla de Wiebe, formulada
abaixo [10]:
𝑥(𝜃) = 1 − �𝑥𝑝 ∙ 𝑒−𝑎�𝜃−𝜃𝑖∆𝜃𝑝
�𝑚𝑝+1
+ 𝑥𝑑 ∙ 𝑒−𝑎�𝜃−𝜃𝑖∆𝜃𝑑
�𝑚𝑑+1
�
Onde:
xp : fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada
(queima inicial, mais rápida);
xd : fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (combustão
gradual).
∆θp : duração da combustão pré-misturada;
∆θd : duração da combustão difusiva;
mp : fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada; e
md : fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva.
4.3. MODELO RK
A formação da mistura nos motores Diesel é simulada utilizando o Modelo RK.
É um método de modelagem desenvolvido entre os anos de 1990 e 1994, sendo
posteriormente modificado e complementado pelo Dr. Andrey Kuleshov, um dos
desenvolvedores do software. O modelo leva em conta [15]:
• Forma do perfil da injeção, incluindo injeção dividida; • Tamanho das gotículas (ou seja, a eficiência da pulverização); • Direção do spray na câmara de combustão; • Dinâmica da evolução do spray de combustível; • Dinâmica do swirl;
26
• Interações entre o combustível pulverizado, o ar da câmara e as paredes da mesma.
Nessa modelagem, assume-se que o processo de liberação de calor ocorre em
quatro fases, diferentes entre si física e quimicamente. A primeira, a fase de indução,
envolve o início da ativação da mistura, para que haja a queima. A fase da combustão
pré-misturada é a etapa inicial da combustão, e a fase de mistura controlada a segue,
enquanto o combustível ainda está sendo pulverizado e a frente de chama vai
avançando. Por fim, a fase tardia de combustão em que o óleo já não está mais sendo
injetado, e há a queima do combustível remanescente na câmara.
A análise da presença de óleo Diesel dentro da câmara é feita de forma
detalhada. A modelagem inclui distribuições específicas, de acordo com o diagrama da
Figura 4.1.
Figura 4.1 - Diagrama do spray de combustível vindo do bico injetor [15]
Nesta figura, é utilizada a seguinte notação:
1. Região externa diluída do spray; 2. Núcleo denso axial do spray; 3. Frente do spray, mais disperso e com grande quantidade de óleo; 4. Ao encontrar a parede (near wall flow, ou NWF) forma-se uma região externa
mais diluída; 5. Núcleo mais denso, na superfície do pistão; 6. Região frontal do NWF; 7. Região cônica do NWF, mais diluída que o núcleo da região 5.
27
A trajetória do combustível pulverizado depende, entre outros fatores, do
swirl,causado pela turbulência criada na parte superior do cilindro durante a entrada do
ar, facilitando a mistura com o combustível quando este for injetado. A Figura 4.2
mostra a representação gráfica utilizada pelo Diesel RK, mostrando o avanço do spray
de combustível na câmara. O jato encontra a parede do pistão e forma acúmulos de óleo
naquelas regiões.
Figura 4.2 - Progresso do spray de combustível, à medida em que o pistão sobe [15]
4.4.VAPORIZAÇÃO DO COMBUSTÍVEL
Durante a injeção do combustível, a evolução da combustão é limitada
principalmente pela taxa de vaporização do óleo. Quando o jato vindo do bico é lançado
no cilindro e se propaga livremente, a região externa (região 1) e a frente do spray
(região 3) , mais diluídas, tendem a apresentar uma maior troca de calor e mais
facilidade de vaporização das gotículas. Em contrapartida, o núcleo axial (região 2),
mais denso, absorve menos calor e portanto, tem maior dificuldade de se vaporizar.
Após o choque com a parede do cilindro, a vaporização da frente do spray
diminui consideravelmente. Isso ocorre pois a temperatura nas paredes é muito mais
baixa que a do gás, e pelo fato de que as gotículas (já mais frias) vão se acumulando
nessas superfícies, e se unindo a outras vindas do próprio spray. A taxa em que o
combustível se vaporiza é sempre maior no volume da câmara. Ao se acumular nas
paredes, o óleo pode penetrar no espaço entre a cabeça do pistão e o cabeçote do
cilindro.
Para tentar mensurar toda esta dinâmica, pode-se considerar que a taxa de
vaporização em cada zona de troca intensa de calor é igual à soma das taxas para cada
gotícula separadamente. Essas taxas dependem diretamente do diâmetro médio das
gotículas, calculado pelo diâmetro médio de Sauter (SMD, 𝑑𝑣/𝑠). Em dinâmica dos
28
fluidos, o SMD é o tamanho médio de uma partícula, aproximado pelo diâmetro de uma
esfera que tem a mesma razão volume/superfície de área do que a partícula de interesse.
Normalmente definida em termos do diâmetro de superfície ds :
𝑑𝑠 = �𝐴𝑝𝜋
E do volume do diâmetro volumétrico médio, dado pela raiz cúbica da soma
dos diâmetros de n gotículas presentes em uma amostra, dividido pelo número n:
𝑑𝑣 = �∑ 𝑑𝑖3𝑛
𝑖=1𝑛
3
O diâmetro de Sauter, por sua vez, é dado pela fórmula [6]:
𝑆𝐷 =𝑑𝑣
3
𝑑𝑠2
O SMD será, portanto:
𝑑𝑣/𝑠 =∑ 𝑑𝑖3𝑛𝑖=1
∑ 𝑑𝑖2𝑛𝑖=1
Onde:
dv/s – diâmetro volume/superfície, µm
di – diâmetro de cada gota, µm
Alguns fatores físicos em cada zona também influenciam na estimativa da taxa
de vaporização. Entre outros, podemos citar a massa específica do combustível líquido,
pressão dos vapores saturados, temperaturas das paredes do cilindro e fator de difusão
para o combustível vaporizado.
Depois do fim do período de indução, a mistura é ativada e a combustão se
inicia. Nesse momento, temos um primeiro pico na curva de liberação de calor, e o valor
dessa quantidade de energia depende do tempo da evaporação, quantidade de
combustível vaporizado no período de indução, qualidade de atomização e distribuição
29
do óleo, características físico-químicas e dinâmicas da mistura ar-combustível, entre
outros. Após este primeiro pico, a taxa de liberação de calor varia com a quantidade de
óleo não queimado na câmara, além do oxigênio que ainda não tenha sido utilizado
durante a explosão.
No fim desse processo, há uma fase de combustão tardia, em que a taxa de
liberação de calor decresce continuamente. As frentes de chama avançam até as paredes
do cilindro, que estão a temperaturas mais baixas. Caso haja uma quantidade grande de
combustível acumulada nessas paredes, observamos mais alguns picos e acréscimos no
gráfico de calor, antes de o mesmo voltar a zero.
4.5. CORRELAÇÃO DE WOSCHNI
O processo de combustão no interior do cilindro do motor é muito complexo,
repleto de mudanças termodinâmicas ao longo de seu acontecimento. As principais
mudanças nesse comportamento ocorrem, naturalmente, durante a combustão e a
abertura das válvulas de admissão e exaustão.
Durante essas mudanças, o coeficiente de troca de calor entre o gás e as paredes
do cilindro pode se alterar, dependendo muitas vezes da pressão no interior do cilindro e
a velocidade do gás, entre outros fatores. Woschni propôs a correlação de forma [12]:
𝑁𝑢 = 0.035 𝑅𝑒𝑚
O modelo de Woschni se diferencia do modelo adotado por Annand, que
assumia um perfil de velocidades do gás constante e proporcional à velocidade média de
deslocamento do pistão. Durante a admissão, compressão e exaustão, Woschni adotava
essa mesma premissa. Porém, durante a combustão, entrava neste cálculo a diferença de
velocidade induzida pela mudança de massa específica do gás, resultante da combustão.
Durante a admissão, compressão e exaustão a velocidade média do gás (𝑈�) é
proporcional a 𝑆𝑏���.
Para a admissão e escape:
𝑈� = 6.18𝑆𝑏���
30
Para a compressão:
𝑈� = 2.28𝑆𝑏��� Durante a combustão e escape, a velocidade do gás (U) introduzida pela
combustão é dada pela equação:
𝑈 = 2.28𝑆𝑏��� + 0.00324𝑇𝑜 𝑉𝑉𝑜
∆𝑃𝑐𝑃𝑜
Onde:
𝑉𝑜, 𝑃𝑜, 𝑇𝑜 – valores de entrada do cilindro
𝑉 – volume instantâneo do cilindro
∆𝑃𝑐 – aumento instantâneo de pressão devido à combustão isentrópica
4.6. CÁLCULO DE EMISSÃO DE NO
O cálculo das emissões de óxidos de nitrogênio são feitos de duas formas
distintas no Diesel RK. A primeira é a utilização do mecanismo Zeldovich, e pelo
processo denominado Detail Kinetic Mechanism (DKM), mais utilizado em casos mais
detalhados, como motores com recirculação de gases de exaustão, múltiplas injeções,
entre outros fatores.
A descrição da formação de NOx é normalmente realizada com o auxílio de
quatro principais mecanismos distintos. São eles: o NO formado pelo processo térmico,
o prompt do NO, o NO formado a partir da formação de N2O e a parcela de NO
formada pela decomposição dos compostos orgânicos de nitrogênio.
O NOx térmico é formado a altas temperaturas, a partir da oxidação do
nitrogênio no ar. É a principal fonte de NO para altas temperaturas, e contribui para
cerca de 95% da formação do composto nesses casos [3]. Em motores de combustão
interna, em que as temperaturas típicas ao longo do processo chegam a mais de 1500K,
este é o mecanismo mais importante a ser utilizado. O mecanismo proposto por
Zeldovich trabalha com um conjunto de três reações químicas [3]:
𝑂 + 𝑁2 → 𝑁𝑂 + 𝑁
𝑂2 + 𝑁 → 𝑁𝑂 + 𝑂
𝑂𝐻 + 𝑁 → 𝑁𝑂 + 𝐻
31
Alguns aspectos devem ser observados nessa avaliação, quando se trata de um
motor de combustão interna. As reações de formação do NO não alcançam o equilíbrio
químico e, como a temperatura cai durante o curso da expansão, os níveis de formação
permanecem constantes. Em motores, é importante notar que essa formação é sensível à
temperatura. Acima de 2000K, temos um aumento significativo na concentração de NO.
Uma redução do tempo de permanência dos gases de exaustão dentro do cilindro
também resulta numa diminuição da quantidade de NO formada.
Segundo Zeldovich, a taxa de formação de NO é menor que a taxa das reações
de combustão e, por isso, a maior fração de NO era formada após a combustão
completa. Com isso, seria possível desacoplar a formação de NO térmico do processo
de combustão. A expressão que calcula a taxa de formação do NO térmico, segundo o
mecanismo prolongado de Zeldovich, é:
𝜔𝑇 = 6,6𝑥1015 ∙ 𝑇𝑒𝑞−1/2 ∙ exp �−69090𝑇 � ∙ [𝑂2]𝑒𝑞
12 ∙ [𝑁2]𝑒𝑞
Onde:
T – temperatura, em kelvin;
[𝑂2]𝑒𝑞 – concentração de O2, nas condições de equilíbrio;
[𝑁2]𝑒𝑞 - concentração de N2, nas condições de equilíbrio.
32
5. CONFIGURANDO O SOFTWARE
O programa disponibiliza um assistente de criação para um projeto inicial
(representado na Figura 5.1). Esse assistente permite realizar uma análise preliminar do
motor simulado, mas o programa deixa claro que, para uma simulação mais completa e
precisa, permitirá a configuração e customização de diferentes parâmetros após a
criação do arquivo-base.
Os parâmetros inicialmente adicionados ao banco de dados do motor simulado
são os mais básicos, para que o programa apenas comece a modelar o tipo de ignição e
as curvas de pressão. O usuário escolhe se o ciclo conta com 2 ou 4 ciclos, o tipo de
combustível (diesel, gasolina, ou gás natural) design e número de cilindros, além do tipo
de refrigeração (por ar ou outro fluido). Depois, pede-se que o usuário forneça as
dimensões básicas do cilindro (curso do pistão, diâmetro do mesmo, rotação em rpm),
além da razão de compressão. Por fim, a pressão e temperatura ambientes são
fornecidas, além de se especificar a presença ou não de um sistema de turbocompressor
e intercooler.
Figura 5.1 - Assistente de criação de uma nova simulação
33
Com um arquivo criado, o programa abre sua janela principal, e permite uma
gama muito maior de configurações nos diferentes parâmetros do motor, desde o tipo de
combustível (disponíveis em um banco de dados do programa ou especificados pelo
usuário) até constantes empíricas de diferentes fórmulas utilizadas na modelagem.
Uma simulação foi feita durante o projeto utilizando apenas os dados fornecidos
no assistente de criação. Apenas para fins de comparação, e para conferir se o programa
rodaria sem problemas. Foi utilizada como base a curva de pressão obtida no projeto de
graduação do aluno Filipe Waldheim (2010), que realizou simulações do motor MAN
em outro software, o AVL Boost. Essa curva de pressão está representada na Figura
5.2.
Figura 5.2 - Curva de Pressão utilizada no projeto de graduação do aluno Filipe Waldheim (2010)
Para esta análise inicial, os dados fornecidos ao programa estão listados abaixo,
na Tabela 5-1. As demais informações utilizadas pelo programa não foram alteradas,
sendo aceitos como verdadeiros os valores padrões atrelados ao software.
34
Tabela 5-1 - Dados utilizados no input inicial do Diesel RK
Diâmetro dos Cilindros (D) 160 mm
Curso do Pistão (L) 240mm
Regime Estacionário Razão de compressão (rc) 15,2:1
Rotação 1200 rpm
Ao executar a simulação, o software Diesel RK apresenta três opções para o
usuário: “ICE Simulation”, “Scanning” e “Optimizing” (Figura 5.3).
Figura 5.3 - Menu Run do Diesel RK
O modo “ICE Simulation” (Simulação de Motor de Combustão Interna) consiste
na análise termodinâmica do funcionamento do motor. Ele retorna as curvas de pressão
do cilindro, análise de emissões e formação de particulado, temperaturas na parede do
cilindro, entre outras informações que permitem avaliar o desempenho do motor durante
sua operação. É possível observar na Figura 5.3 que podemos selecionar também
modos de operação distintos, o que possibilita a simulação do motor em diversas cargas,
bastando apenas configurar a quantidade de combustível a ser injetada no cilindro. A
simulação inicial foi feita com 100% de carga.
35
O modo “Scanning” permite escolher um (1D Scanning) ou dois (2D Scanning)
parâmetros e, respeitando os limites e intervalos especificados pelo usuário , o programa
altera os valores para esses dados e identifica as dependências das demais informações
do motor como funções desse(s) parâmetro(s). É preciso estar atento aos limites dados a
esses argumentos, pois uma faixa de valores muito restrita pode causar uma baixa
precisão nas interpolações próximas às bordas desse intervalo, e uma faixa muito
abrangente acaba resultando em perda de eficiência do modelo matemático utilizado. O
programa recomenda escolher fazer um scan com 7 a 10 valores, que não estejam muito
distantes entre si.
O modo “Optimizing” utiliza uma função como um “objetivo” a ser alcançado.
Nessa função podem ser incluídos parâmetros de eficiência ou seus processos
separados, tornando-a uma função de múltiplas variáveis. Isso serve de base para que o
programa procure a combinação de parâmetros de design do motor mais adequados.
Logicamente, quanto maiores as restrições definidas, mais “cara” será a modelagem, ou
seja, mais complexos serão os cálculos e de mais memória computacional despenderá o
processo. O software disponibiliza alguns algoritmos para resolução destes problemas,
como os métodos de Rosenbrok e de Monte-Carlo, mas que não são o foco do projeto
em questão.
Como o objetivo principal deste trabalho é validar a modelagem utilizada pelo
Diesel RK para fazer previsões do motor MAN Innovator, devemos utilizar a função
ICE Simulation e comparar as condições de operação obtidas com um experimento real
do equipamento. As funções Scanning e Optimizing são mais utilizáveis num âmbito
diferente, que envolva o possível projeto de um novo motor a ser construído, levando
em conta algumas limitações ou faixas de valores desejadas pelo projetista. Por
exemplo, ao projetar uma câmara de combustão, deseja-se que a mesma só esteja sujeita
a um valor máximo de temperatura das paredes, fornecendo uma curva de pressão com
um valor mínimo para o pico. Logo, este será o parâmetro especificado na função-
objetivo, e todos os outros valores serão calculados de forma a atender esta demanda.
Estas duas funções serão deixadas de fora do escopo do projeto.
36
Figura 5.4 - Gráfico de pressão da simulação inicial
Utilizando os dados apresentados na Tabela 5-1¸ a curva de pressão obtida
(Figura 5.4) foi comparada à curva obtida no trabalho do aluno Filipe Waldheim
(Figura 5.2). Nota-se que o pico de pressão observado na simulação possui uma grande
disparidade se comparado ao valor de referência, que se aproxima de 180 bar. O
máximo valor de pressão observada no cilindro durante a simulação foi de 78.54 bar,
quando o pistão se localiza no ponto morto superior. Essa diferença se deve ao fato de
todos os outros parâmetros do motor não terem sido ainda informados ao software. A
curva apresentada na Figura 5.5 retrata um gráfico de pressão interna do cilindro
incorreta, pois o timing entre as válvulas no PMS está incorreto, e a pressão próxima ao
PMI é muito alta.
37
Figura 5.5 - Exemplo de curva de pressão incorreta, com provável erro na configuração da
abertura das válvulas [15]
A partir deste ponto, o usuário tem acesso ao menu principal do programa, e
pode configurá-lo de forma muito mais precisa, moldando assim a simulação da melhor
forma possível. O programa recomenda que o arquivo seja salvo em uma pasta separada
de outros arquivos semelhantes, para que ele possa organizar e expor as diferentes
simulações em sua própria interface. A janela do Diesel RK, mostrando o menu
principal e as simulações atreladas àquele arquivo, está representada na Figura 5.6.
Figura 5.6 - Menu principal do programa
Na aba “Engine Parameters”, encontramos diversos menus que se abrem em
janelas separadas, separados categoricamente, e reúnem todos os parâmetros a serem
38
configurados. Os menus “Engine Desing” e “General Parameters” trazem uma parte das
opções pré-configuradas anteriormente, durante a criação do arquivo. Além disso,
permite indicar os materiais do pistão e do cabeçote, definir constantes para o cálculo de
atrito, entre outros.
A aba “Fuel Injection System, Combustion Chamber” pede as configurações
para o Modelo RK, para o design e perfil da injeção, e para as unidades de
representação das emissões de NOx e particulado. A Figura 5.7 mostra o menu
“Injection Profile”, no qual podemos, para cada modo de operação, definir a duração de
injeção e a massa de combustível injetada no ciclo. Ela traz também um gráfico
manipulável que define a velocidade da injeção por ângulo da manivela após o inicio da
mesma.
Figura 5.7 - Menu "Injection Profile"
39
A opção “Gas Exchange” reúne todos os dados referentes ao sistema de injeção
de ar e da exaustão dos gases após a queima. Nessa aba, podemos configurar o tempo de
abertura de cada válvula, definir o número de válvulas para cada cilindro e as dimensões
dos manifolds de injeção e exaustão. A aba que indica o timing de abertura das válvulas
de exaustão está representada abaixo pela Figura 5.8.
Figura 5.8 - Menu Gas Exchange
O Diesel RK também é capaz de simular motores que apresentem um sistema de
recirculação de gás (EGR System), e há um menu para essa configuração. Mas, como o
motor Innovator 4C não conta com esta característica, essa aba pode ser desativada e
não será detalhada neste projeto. Também disponibiliza um “ajudante de criação” para o
sistema de turbocompressor e intercooler, com diversas configurações disponíveis,
como mostra a Figura 5.9.
40
Figura 5.9 - Wizard de configuração para o turbocompressor
O menu “Fuel” apresenta os diferentes tipos de combustível disponibilizados
pelo programa. Além do óleo diesel n° 2, apresenta também o diesel EN 590, que possui
as propriedades físicas necessárias a um óleo diesel automotivo para que possa ser
comercializado na União Européia. Esse tipo de combustível foi adaptado para que
apresentasse uma quantidade muito reduzida de enxofre em sua composição, e a norma
DIN EN 590 especifica os valores permitidos para diversos parâmetros, além do método
laboratorial utilizado para medir cada um deles. Esse documento é disponibilizado pelo
grupo alemão Diersch & Schröder e está descrito no Anexo VII. Também possui
configurações pré-programadas para diferentes tipos de biocombustível, gasolina e gás
metano. A Figura 5.10 apresenta a aba descrita.
41
Figura 5.10 - Menu Fuel do software
Do lado esquerdo da Figura 5.10, o combustível configurado para este projeto é
denominado como “MDO BR0106”. Para seus parâmetros, foi utilizado como base o
óleo Diesel n°2, sendo alterados os valores do poder calorífico inferior e da
porcentagem da fração de enxofre no combustível. O valor utilizado para o poder
calorífico inferior foi retirado do próprio manual do motor fornecido pelo fabricante, e a
porcentagem da fração de enxofre foi estipulada como 1% [21].
Por fim, o menu “Operating Mode” permite configurar parâmetros específicos
para cada modo de operação do motor. Até agora, todas as definições, exceto o perfil de
injeção, são gerais e utilizadas para qualquer modo. É no “Operating Mode” que é
possível distinguir as simulações para 100%, 75%, 50% e 25% de carga. Além disso,
também é possível definir a eficiência da turbina, a razão de compressão e eficiência do
compressor, e o timing de injeção e ignição.
No “Operating Mode”, também é possível definir o processo de simulação no
interior do cilindro. O usuário pode escolher entre fornecer a razão ar-combustível
42
equivalente no interior da câmara de combustão ou especificar a massa do óleo que é
injetada no cilindro a cada ciclo (designada como “Cycle Fuel Mass”). Esta opção pode
ser observada na Figura 5.11.
Figura 5.11 - Escolha do processo de simulação: razão ar-combustível ou massa de combustível
injetada
Ao selecionar a opção “Specify Cycle Fuel Mass”, o programa disponibiliza um
botão denominado “CFM Calc”. Essa nova opção permite ao usuário informar a vazão
mássica de combustível consumida pelo motor, em unidades distintas (kg/s, kg/h ou
m³/h). Por fim, o software gera um valor para a quantidade de combustível injetada no
motor para cada ciclo, utilizando as outras informações previamente configuradas, como
ilustrado na Figura 5.12. Essa função leva em conta o número de cilindros, rotação do
motor, e se o motor é dois ou quatro tempos, obtidos nos dados do projeto e no
Operating Mode. As unidades de kg/h e kg/s são utilizadas para motores de combustível
líquido; e a de m³/h é usualmente utilizada para motores a gás. Nesse caso, a massa
específica do gás é determinada como uma função da pressão, temperatura e massa
molar do combustível [14].
43
Figura 5.12 - Calculadora do software Diesel RK para a opção "Cycle Fuel Mass"
Utilizando a opção “Specify A/F equivalence Ratio in Cylinder”, o usuário
simplesmente informa a razão ar-combustível equivalente para o combustível utilizado
na simulação. A opção “Cycle Fuel Mass” parece mais adequada quando não está
disponível a razão equivalente para determinada situação, pois a partir do valor
calculado pelo programa, a simulação estipula um valor para a razão equivalente e a
disponibiliza em seus resultados.
Depois de toda a configuração feita, o programa está pronto para realizar a
simulação. Os arquivos da simulação são automaticamente salvos na mesma pasta em
que o arquivo-base do Diesel RK se encontra. Com isso, a visualização de diferentes
resultados fica mais fácil, já que todos são expostos no próprio programa e listados de
acordo com um título dado pelo usuário, modo de operação, data e hora, e o nome do
arquivo-base. Algumas simulações acarretam em erros do programa, e isso pode ocorrer
por diversos motivos. Na Figura 5.13, é possível observar que os testes que deram
errado também são armazenados, mas obviamente nenhum dado é obtido deles.
44
Figura 5.13 - Menu principal com diferentes simulações armazenadas. Em destaque, uma
simulação concluída com sucesso e outra interrompida por um erro
Enquanto a simulação é executada, um log é exibido ao usuário
rapidamente, mostrando alguns dados utilizados pelo programa nesse processo. Ele está
representado na Figura 5.14. Depois do fim da mesma, o programa acessa o servidor
remoto para enviar esses dados e receber os resultados. Se a conexão com a internet
estiver instável, é possível que haja um erro durante a aquisição desses dados. O
software tenta repetir esta etapa por três vezes, e caso não haja sucesso, é preciso
realizar uma nova simulação.
45
Figura 5.14 - Log de uma simulação para carga de 75%
46
6. SIMULAÇÃO DO MOTOR MAN INNOVATOR 4C E RESULTADOS
O motor a ser simulado com o software Diesel RK é o motor MAN Innovator
4C, localizado no Bunker I, banco de testes para ensaios de óleos combustíveis pesados
e lubrificantes do Laboratório de Máquinas Térmicas (LMT) da Universidade Federal
do Rio de Janeiro, na Ilha do Fundão. Este laboratório visa, em parceria com a
Petrobras, promover o desenvolvimento e adequação dos lubrificantes e combustíveis
produzidos no Brasil aos padrões internacionais mais altos, objetivando a diminuição de
poluentes, aumento de desempenho e rendimento.
O motor Innovator - 4C, único no hemisfério sul, é um banco de testes que opera
com diversos tipos de óleos combustíveis, desde o óleo diesel tradicional, até óleos mais
pesados, utilizados na indústria naval. Para estes, é interessante um aquecimento prévio
para reduzir sua viscosidade.
O motor conta com um sistema de turbocompressão, que utiliza a energia dos
gases de exaustão para girar uma turbina conectada a um compressor que, por sua vez,
tem a função de comprimir o ar atmosférico e injetá-lo nos cilindros. Com o aumento da
massa específica causado por essa compressão, é possível injetar uma maior quantidade
de combustível nos cilindros, resultando assim numa maior quantidade de trabalho
produzida em cada ciclo.
Também está presente um sistema de intercooler, um componente cada vez mais
utilizado em um sistema de motor turbo. O intercooler é um trocador de calor localizado
entre o turbocompressor e o coletor de admissão, e sua função é a de retirar calor do ar
que é comprimido pelo turbocompressor, já que sua temperatura aumenta
consideravelmente nesse processo. Essa redução de temperatura permite que o ar
injetado tenha uma maior massa específica, e por isso é possível injetar uma maior
massa de ar no cilindro. A redução das temperaturas resulta também numa menor carga
térmica do motor, fazendo com que ele trabalhe a temperaturas menores, preservando
assim sua integridade e aumentando sua vida útil.
Para uma simulação eficaz, o programa pede do usuário uma série de dados de
input do motor para iniciar a simulação. A grande maioria desses dados foi obtida nos
manuais de operação e instruções do motor, encontrados no próprio LMT. Pelo fato de o
laboratório não contar com um manual de montagem, que é mais utilizado pela própria
47
MAN para manutenção em suas oficinas, alguns dados dimensionais não foram
inicialmente encontrados. Mas, para esses casos, arquivos fornecidos pelo fabricante
foram suficientes para a obtenção dos mesmos. O único parâmetro que não pôde ser
medido ou encontrado foi a duração de injeção para cada carga. Mas, utilizando as
curvas de pressão experimentais, foi possível ajustar este valor de forma a adequá-lo aos
valores reais. A relação com todos os parâmetros utilizados na simulação podem ser
encontrados no Anexo V. Na Tabela 6-1, são apresentados os dados técnicos gerais do
motor.
Tabela 6-1 - Dados gerais do motor
Cilindros 5 Diâmetro dos Cilindros (D) 160 mm
Curso do Pistão (L) 240mm Potência 500kW
Comprimento da Biela (l) 480 mm Regime Estacionário
Razão de compressão (rc) 15,2:1 Rotação 1200 rpm
Válvulas por cilindro 4 Diâmetro das válvulas de admissão 57 mm Diâmetro das válvulas de exaustão 54 mm
É possível também configurar o combustível a ser utilizado pelo programa. Há
uma biblioteca já disponibilizada pelo Diesel RK, que conta com o óleo diesel
tradicional, gasolina, entre outros exemplos. Na simulação, o combustível configurado
atende às especificações do Diesel Marítimo MDO BR0106, produzido pela Petrobras.
Ao longo do projeto, diversas simulações foram feitas, sendo utilizadas várias
combinações de parâmetros distintos, de forma a adequar os resultados aos obtidos nos
experimentos realizados no motor de teste. Serão apresentados os melhores resultados
obtidos, para uma comparação com os valores reais.
48
6.1. CURVA DE PRESSÃO
Inicialmente, foram realizados testes para o motor funcionando em 100% de
carga. O primeiro passo foi fazer com que a curva de pressão obtida coincidisse com a
apresentada pelo experimento. O programa Diesel RK permite a visualização e
comparação de gráficos de múltiplos parâmetros na forma de diagramas, e também
disponibiliza a opção de exportar os dados do gráfico para um software externo. No
caso, os gráficos foram exportados para o Excel, para que a comparação com os dados
fornecidos pelo motor fosse feita. Essa comparação está exposta na Figura 6.1, e os
valores máximos de pressão para experimento e simulação são descritos na Tabela 6-2.
Além das simulações para 100% de carga, outros modos de operação do motor
também foram testados. O motor também pode operar a 75%, 50% e 25% de sua
capacidade total, injetando uma menor quantidade de óleo combustível na câmara e
apresentando menores temperaturas e pressões máximas, mas também resultando em
uma potência de saída menor. Suas curvas de pressão também estão expostas nas figuras
6.3, 6.5 e 6.7, respectivamente.
49
Figura 6.1 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 100% de carga
Figura 6.2 - Gráfico de erro para 100% de carga
A diferença entre o valor do pico de pressão real e o obtido na simulação é de
2.3%. Analisando ponto a ponto, a diferença entre os valores real e simulado apresenta
uma média de aproximadamente 1.575 bar, e a maior diferença entre os valores de
pressão é de 31.7189 bar. Essa maior diferença aparece justamente no momento em que
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
180
204,
5 22
9 25
3,5
278
302,
5 32
7 35
1,5
376
400,
5 42
5 44
9,5
474
498,
5 52
3 54
7,5
572
596,
5 62
1 64
5,5
670
694,
5
Pres
são
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
100% de Carga
Simulação
Experimental
-20
-10
0
10
20
30
40
180
208,
25
236,
5 26
4,75
29
3 32
1,25
34
9,5
377,
75
406
434,
25
462,
5 49
0,75
51
9 54
7,25
57
5,5
603,
75
632
660,
25
688,
5
Erro
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
Erro - 100% de carga
Erro - 100% de carga
50
a pressão está aumentando. Isso pode ocorrer devido à complexidade do processo da
combustão, de imprecisões da leitura de dados pelos equipamentos de medição ou do
modelo utilizado pelo software. A Figura 6.2 traz o gráfico de erro entre os valores
experimentais e os obtidos na curva simulada.
Figura 6.3 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 75% de carga
Figura 6.4 - Gráfico de erro para 75% de carga
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
203,
5 22
7 25
0,5
274
297,
5 32
1 34
4,5
368
391,
5 41
5 43
8,5
462
485,
5 50
9 53
2,5
556
579,
5 60
3 62
6,5
650
673,
5 69
7
Pres
são
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
75% de Carga
Simulação
Experimental
-10
-5
0
5
10
15
180
205,
5 23
1 25
6,5
282
307,
5 33
3 35
8,5
384
409,
5 43
5 46
0,5
486
511,
5 53
7 56
2,5
588
613,
5 63
9 66
4,5
690
Erro
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
Erro - 75% de Carga
Erro - 75% de Carga
51
Para 75% de carga, a diferença entre o pico de pressão para a simulação e o
experimento equivale a 1.47%. A média das diferenças entre os valores avaliados ponto
a ponto é de 1.01 bar, e a máxima diferença é de 13.35 bar. O gráfico de erros para essa
simulação está exibido na Figura 6.4.
Figura 6.5 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 50% de carga
Figura 6.6 - Gráfico de erro para 50% de carga
0
20
40
60
80
100
120
180
204,
5 22
9 25
3,5
278
302,
5 32
7 35
1,5
376
400,
5 42
5 44
9,5
474
498,
5 52
3 54
7,5
572
596,
5 62
1 64
5,5
670
694,
5
Pres
são
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
50% de Carga
Simulação
Experimental
-10
-5
0
5
10
15
20
180
208,
25
236,
5 26
4,75
29
3 32
1,25
34
9,5
377,
75
406
434,
25
462,
5 49
0,75
51
9 54
7,25
57
5,5
603,
75
632
660,
25
688,
5
Erro
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
Erro - 50% de carga
Erro - 50% de carga
52
Na simulação de 50% da carga, é possível observar uma diferença um pouco
maior entre os valores máximos de pressão, apesar de as curvas atingirem esse pico ao
mesmo tempo. A diferença entre os picos de pressão é de 6.28%. A diferença máxima
observada, ao avaliar os valores de pressão ponto a ponto, é de 17.46 bar, e a média das
diferenças é de 0.91 bar. A curva simulada está bem próxima da obtida durante o
experimento durante o acréscimo de pressão que ocorre durante a combustão. Para esta
simulação, o gráfico de erros é mostrado na Figura 6.6.
Figura 6.7 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 25% de carga
Figura 6.8 - Gráfico de erro para 25% de carga
0
10
20
30
40
50
60
70
80
180
205,
5 23
1 25
6,5
282
307,
5 33
3 35
8,5
384
409,
5 43
5 46
0,5
486
511,
5 53
7 56
2,5
588
613,
5 63
9 66
4,5
690
Pres
são
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
25% de Carga
Simulação
Experimental
-8
-6
-4
-2
0
2
4
6
8
10
12
14
180
205,
5 23
1 25
6,5
282
307,
5 33
3 35
8,5
384
409,
5 43
5 46
0,5
486
511,
5 53
7 56
2,5
588
613,
5 63
9 66
4,5
690
Erro - 25% de carga
Erro - 25% de carga
53
Para a simulação de 25% de carga, a diferença máxima da análise ponto a ponto
é de 11.46 bar, e uma média de 0.49 bar. Para os picos de pressão, é possível observar
uma diferença de 8.6%. A Figura 6.8 traz o gráfico de erro para a simulação de 25% da
carga nominal.
Tabela 6-2 - Pressão máxima no cilindro para todas as cargas
Pressão Máxima no Cilindro [bar]
100% 75% 50% 25%
Experimental 161,6755 134,81515 102,329 72,19
Simulação 165,65 136,83 109,18 65,97
6.2. TEMPERATURA NO INTERIOR DO CILINDRO
As informações de temperatura não são fornecidas pelo banco de testes durante
o experimento. No entanto, o gráfico de temperaturas é disponibilizado na simulação, e
é apresentado na Figura 6.9 para a simulação de 100%. Na Figura 6.10, as curvas de
temperatura das quatro cargas distintas estão sobrepostas, para efeito de comparação.
Figura 6.9 - Gráfico da temperatura média no cilindro para 100% de carga, como apresentado no
software
54
Figura 6.10 - Curvas de temperatura média no interior do cilindro para todas as cargas
É possível observar que as temperaturas médias para a simulação de 75% de
carga ficaram muito abaixo do esperado. O resultado desejado era uma curva similar às
das outras cargas, cujos valores estivessem acima de 50% e 25%. Diversas outras
tentativas foram feitas, alterando-se parâmetros como o tempo de duração da injeção ou
o timing da ignição, mas ficavam muito distantes dos valores usados como referência,
tais como a curva de pressão e a potência gerada pelo ciclo. Os resultados expostos
neste projeto foram das simulações cujos resultados mais se assemelhavam aos valores
reais.
A partir daí, é possível comparar outros valores de forma a validar a simulação.
6.3. PRESSÃO MÉDIA EFETIVA (BMEP)
A Tabela 6-3 apresenta o valor experimental e o simulado para a pressão média efetiva
do motor operando a 100% da carga nominal. Como descrito no capítulo 3, a pressão
média efetiva é um importante parâmetro para comparação do desempenho de dois
motores distintos, mesmo que tenham dimensões muito diferentes.
55
Tabela 6-3 - Resultados para a Pressão Média Efetiva a 100% de carga
Pressão Média Efetiva (BMEP) [bar]
Experimental 20,7
Simulação 18,71
A diferença entre os valores real e simulado para a pressão média efetiva é de
9,6%.
6.4. POTÊNCIA DE SAÍDA
A Tabela 6-4 mostra os valores das potências obtidas com o motor experimentalmente,
e os compara com os resultados obtidos utilizando o software.
Tabela 6-4 - Resultados para as potências de saída
Potência (kW)
100% 75% 50% 25%
Experimental 500 375 250 125 Simulação 451,45 362,77 254,33 116,75
Diferença percentual 9,71 3,2613333 1,70251 6,6
Na simulação para 100% de carga, a diferença percentual entre os valores real e
simulado para a pressão gerada pelo motor é de 9,71%. É uma diferença esperada, já
que, para o motor real, a potência de 500 kW é a potência nominal para cada ciclo.
Numa situação real, é provável que esse valor seja reduzido para os diferentes ciclos.
Um aumento do valor da potência, em outras simulações, resultava num maior pico de
pressão, fazendo com que as curvas real e simulada se distanciassem muito uma da
outra.
Para as outras cargas, a diferença entre os valores é menor. Foi possível obter
uma potência mais próxima à nominal sem afastar tanto a curva de pressão da obtida
experimentalmente.
56
6.5. RAZÃO A/F EQUIVALENTE E CYCLE FUEL MASS
Como descrito no Capítulo 5, o software Diesel RK permite que o usuário
defina o processo utilizado para determinar a quantidade de combustível a ser queimada
pelo ciclo. Com isso, ele pode fornecer a razão ar-combustível equivalente ou utilizar
um algoritmo disponível no menu de seleção do modo de operação, que fornece a massa
de combustível injetada para cada ciclo.
Para todas as cargas, foram realizadas simulações utilizando os dois métodos
citados e, com exceção da simulação para 100%, todas apresentaram resultados mais
próximos dos reais quando utilizada a razão ar-combustível equivalente. Mas, na
simulação de 100%, houve alguma divergência quanto ao método mais preciso. Essas
diferenças serão expostas a seguir, para comparação.
A razão ar-combustível estequiométrica depende da composição do combustível
utilizado. As propriedades físico-químicas do óleo diesel padrão estão dispostas na
Tabela 6-5.
Tabela 6-5 - Propriedades físico-químicas do óleo diesel
Propriedades Óleo Diesel
Fórmula química principal C12H26 Massa molecular [g/mol] 170
Massa específica [kg/m³], 20°C e 1 atm 830 Razão ar/combustível estequiométrica [kg/kg] 15,14/1
Poder calorífico superior [kJ/kg 45590 Poder calorífico inferior [kJ/kg] 42450
Limite de inflamabilidade no ar [% por volume] 0,5-0,7
Número de cetano 44-50
Calor de combustão de 0,028m³ de mistura estequiométrica a 1 atm e 15,6°C [kcal/kg] 49,17
Viscosidade a 300 K [cSt] 3,71
Utilizando a Tabela 6-5, temos, para o óleo diesel:
�𝐴𝐹�𝑠
= 15,14
57
A razão ar-combustível com a qual o motor trabalha foi obtida no manual de
operação do mesmo. Para 100% de operação do motor, a razão é:
�𝐴𝐹� 𝑟𝑒𝑎𝑙
= 31,07
E, para calcular a razão ar-combustível equivalente:
λ =�𝐴𝐹� 𝑟𝑒𝑎𝑙
�𝐴𝐹�𝑠
=31,0715,14
= 2,05
Utilizando o mesmo procedimento de cálculo, foram determinados os valores
para as outras cargas. Os resultados são expostos na Tabela 6-6.
Tabela 6-6 - Razões A/F para as diferentes cargas de operação
Vazão de Combustível (kg/h) Razão A/F
Razão A/F Equivalente
100% 99,6 31,07 2,05 75% 75 31,44 2,07 50% 53,4 31,12 2,05 25% 32,1 34,21 2,26
Ao averiguar se a simulação é ou não válida, alguns valores conhecidos são
utilizados como referência. Para o caso da simulação de 100%, o método da massa de
combustível por ciclo foi escolhida, principalmente pelo fato de a potência de saída ser
muito mais próxima do valor real que a fornecida pela simulação da razão ar-
combustível equivalente. Os resultados são expostos na Tabela 6-7. As curvas de
pressão das duas simulações estão também expostas na Figura 6.11, juntamente com a
curva de pressão experimental.
58
Tabela 6-7 - Comparação entre as duas simulações para 100% de carga
100% Carga
Experimental
Massa de Combustível
por Ciclo A/F
Equivalente Potência do motor (kW) 500 451,45 376,82 Razão A/F Equivalente 2,05 1,7531 2,05 Pressão Máxima no Cilindro (bar) 161,67 165,65 166,25 BMEP (bar) 20,7 18,711 15,618 Temperatura Máxima no Cilindro (K) - 1829 1770,6 Emissão de NOx (ppm) 942 1114,6 995,16 Emissão de SO2 (g/kWh) 4,016 4,4305 4,4148
É possível observar que os valores de emissão e pressão máxima no interior do
cilindro são muito próximos nos dois casos. As diferenças estão justamente nos valores
da potência do motor. Para a simulação com razão A/F Equivalente, a potência
aproxima-se mais da obtida com o experimento para 75% de carga, e isso acarreta
também um menor valor para a pressão média efetiva, afastando-o assim do esperado.
Figura 6.11 - Gráficos comparando as curvas de pressão para diferentes simulações de 100% de
carga
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
180
211,
5 24
3 27
4,5
306
337,
5 36
9 40
0,5
432
463,
5 49
5 52
6,5
558
589,
5 62
1 65
2,5
684
Pres
são
(bar
)
Ângulo da Manivela (°)
Cycle Fuel Mass e Razão A/F Equivalente
Experimental
Massa de Combustível por Ciclo
Razão A/F Equivalente
59
As curvas de pressão também são muito próximas uma da outra, e pouco se
afastam da curva experimental. Logo, o fator determinante para decidir qual dos dois
métodos utilizar nessa simulação foi a potência de saída. Nos outros casos (para 75%,
50% e 25% de carga), os valores de potência das simulações que utilizavam o método
da razão ar-combustível foi sempre mais próximo do real que a obtida pelo método
“Cycle Fuel Mass”, logo foram as escolhidas para figurar na análise deste projeto. Para
ilustrar, a Tabela 6-8 apresenta as diferenças obtidas nesses casos.
Tabela 6-8 - Potências de saída para as outras cargas, utilizando os dois métodos
Potências de Saída
75% 50% 25%
Experimental 375 250 125
Massa de Combustível por Ciclo 293,97 224,83 65,295
A/F Equivalente 362,77 254,33 116,75
6.6.EMISSÕES DE NOx E SO2
Os dados experimentais das emissões obtidos estão representados na Tabela 6-9.
Esses dados são referentes a um teste realizado no dia 18 de dezembro de 2013, na
tomada 2, utilizando como combustível o Marine Diesel Oil (MDO). Estes resultados
estão também disponibilizados no Anexo VI em seu formato original.
Tabela 6-9 - Dados de emissões experimentais
Dados de emissões Experimentais
THC (total hydrocarbon) (%)
O2 (%)
CO(H) (ppm)
CO2 (%)
CO(L) (ppm)
NOx (ppm)
SO2 (ppm)
100% 202 11,78 0,01 6,72 103 942 125 75% 232 11,75 0,014 6,68 123,1 1014 126 50% 281 11,69 0,015 6,75 137,9 980 130 25% 345 12,43 0,023 6,24 215,7 834 122
Nos resultados apresentados pelo software de medição, os valores de emissão de
SO2, Hidrocarbonetos Totais (THC), CO e NOx estão expressos em partes por milhão
60
(ppm). Os valores de O2 e CO2 são valores percentuais. Na Tabela 6-10, estão
representados os valores fornecidos pelo Diesel RK. À exceção do valor de NOx e dos
níveis de material particulado, o software utiliza a unidade de gramas por kilowatt-hora.
Com isso, faz-se necessário realizar uma conversão de unidades para comparar os
valores obtidos com os experimentais e validar a simulação.
Tabela 6-10 - Dados das emissões da simulação
Dados de emissões da Simulação
Particulado (g/kWh)
CO2 (g/kWh)
NOx (ppm) NO(g/kWh)
SO2 (g/kWh)
100% 0,02543 713,8 1114,6 6,821 4,4305 75% 0,63674 797,52 390,29 3,0977 4,9501 50% 0,11786 738,84 817,32 6,0452 4,5859 25% 0,80319 886,01 301,85 3,0355 5,4994
Para realizar a conversão, foi selecionada uma composição aproximada das
emissões de um motor diesel, em porcentagem de fração molar. Como referência para
essa seleção, foi utilizado um programa de estudo realizado e disponibilizado pelo
grupo Volkswagen , visando fornecer informações detalhadas sobre a emissão de
veículos automotivos, além dos métodos de medição, técnicas de controle de poluentes
e padrões estipulados pelo governo alemão para um limite de emissões.
O documento discute as diferenças de emissões entre motores Otto e motores
Diesel. Na Figura 6.12, é possível verificar as porcentagens molares das emissões.
61
Figura 6.12 - Composição de emissões para motores Otto e Diesel [22]
Com base nessas informações, é possível organizar a composição das emissões
de acordo com a Tabela 6-11. Como nos 0.3% apresentados na figura são, em sua
maior proporção, compostos por NOx, podemos aproximar a massa molar dessa fração
das emissões como sendo totalmente composta por esse poluente.
62
Tabela 6-11 - Composição aproximada das emissões de um motor Diesel
Composto Fração
Mássica (%) Massa molar
(g/mol)
N2 67 28 CO2 12 44 H2O 11 18 O2 10 32
Poluentes (SO2, hidrocarbonetos, material particulado, NOx, CO) 0,3 46
A conversão para a fração molar deve ser realizada, para determinar a massa
molar da exaustão. Os valores fornecidos pelo referido estudo são calculados na base
mássica. Utilizando os valores da Tabela 6-11, é possível converter os valores de fração
mássica (𝑤𝑖) para fração molar (𝑦𝑖), como descrito a seguir:
𝑦𝑖 = 𝑛𝑖∑ 𝑛𝑖𝑖
=𝑤𝑖
𝑀𝑀𝑖�
∑ 𝑤𝑖𝑀𝑀𝑖�𝑖
Com isso, é possível determinar as porcentagens molares de cada composto.
Estes novos valores estão descritos na Tabela 6-12.
Tabela 6-12 - Fração molar de cada composto na exaustão
Composto Fração Molar (%) N2 67
CO2 7 H2O 17 O2 9
Poluentes 0,002
A partir de agora, é preciso determinar a massa molar do gás na exaustão,
levando em conta as porcentagens de fração molar calculadas anteriormente. A fração
de poluentes é, comparada aos outros valores, desprezível. Utilizando os valores de
massa molar para cada composto, teremos:
(0.67 ∙ 28) + (0.07 ∙ 44) + (0.17 ∙ 18) + (0.09 ∙ 32)
63
= 18.76 + 3.08 + 3.06 + 2.88
= 27.78𝑔/𝑚𝑜𝑙
Com esse valor, podemos calcular a vazão molar da exaustão do motor,
utilizando o fluxo de massa que é fornecido pelo Diesel RK. Esse dado é
disponibilizado pelo programa na forma de um gráfico (como o da Figura 6.13) e, para
realizar as contas abaixo, foi utilizada uma média dessa vazão feita pelo Excel.
Figura 6.13 - Gráfico da vazão mássica de exaustão para operação em 100% de carga
Os valores para a vazão média de cada uma das cargas estão representados na
Tabela 6-13.
Tabela 6-13 - Vazões mássicas médias
Carga Vazão mássica média (kg/s) Potência gerada por ciclo (kW)
100% 0,3638 451,45
75% 0,4438 362,77
50% 0,2306 254,33
25% 0,1192 116,75
Para 100% de carga, o procedimento de cálculo para a conversão da emissão de
SO2 será apresentado a seguir. Inicialmente, convertemos esse valor médio obtido para a
vazão e o convertemos de [kg/s] para [mols/h], utilizando o valor de massa molar
64
calculado anteriormente. Sendo �̇� a vazão mássica média, MM a massa molar do
composto, e α a quantidade de mols por hora, temos:
�̇� ∙ 3600𝑀𝑀
= 𝛼
0.3638 ∙ 3600 = 1309.7 𝑘𝑔 ℎ⁄ = 1309716𝑔 ℎ⁄
1309716
27.78= 47146 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ
Agora, utilizando o valor obtido em partes por milhão no experimento, a massa molar
do SO2 e a potência gerada por cada cilindro em um ciclo, é possível obter o valor em
gramas por kilowatt-hora. O software retorna o valor absoluto, em kilowatts, da
potência gerada por ciclo, nos 5 cilindros. Considerando que todos os cilindros
fornecem a mesma potência, podemos calcular por quanto cada um é responsável.
Considerando que n equivale ao numero de cilindros, e utilizando a equação:
𝐶 =∝ ∙ 𝛾 ∙ 𝑀𝑀𝑆𝑂2
𝑃𝑛𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜𝑠
Onde:
• C – Concentração do composto em gramas por kilowatt-hora
• 𝛾 – Quantidade de SO2, em partes por milhão (ppm) obtida na emissão
experimental;
• 𝑀𝑀𝑆𝑂2 - Massa molar do composto SO2, em g/mol;
• P – Potência do motor;
• ncilindros – número de cilindros.
Para a simulação de 100% de carga, temos, portanto:
471146 ∙ 125 ∙ 10−6 ∙ 6490.29
= 4.177 𝑔/𝑘𝑊ℎ
65
Os procedimentos de cálculo são semelhantes para todas as cargas de operação
e, para as outras cargas, estão descritos no Apêndice A. Para facilitar a visualização e
comparação dos valores experimentais e simulados, a Tabela 6-14 reúne os valores de
emissão de SO2 e NOx.
Tabela 6-14 - Resultados da simulação e experimental
Simulação Experimental
NOx (ppm) SO2 (g/kWh) NOx (ppm) SO2 (g/kWh)
100% 1114,6 4,4305 942 4,177 75% 390,29 4,9501 1014 6,392 50% 817,32 4,5859 980 4,888 25% 301,85 5,4994 834 5,165
Os resultados para as simulações de 100% e 50% são muito próximos dos
valores obtidos experimentalmente. A diferença percentual para 100% de carga é de
15.48% para as emissões de NOx e 5.72% para SO2. Na simulação de 50%, a diferença
percentual entre os valores de NOx é de 16.6%, e 6.18% para os valores de SO2.
Para as outras duas cargas, essa discrepância é maior. A diferença na simulação
de 75% chega a 61.51% para NOx e 22.55% para SO2. Já a simulação para 25% de
carga apresenta uma diferença de 63.81% para NOx e 6.08% para os valores de SO2.
Apesar de as diferenças dos parâmetros citados anteriormente, que foram usados como
referência, terem sido mais reduzidos, as emissões acabaram deixando a desejar.
A simulação de 75%, estranhamente, apresentou uma curva de temperatura
muito diferente do esperado. Isso influenciou no cálculo de emissão do NOX, já que este
está intimamente ligado às altas temperaturas que ocorrem no interior do cilindro
durante a combustão e, como visto no Capítulo 4, o modelo utilizado pelo software
para prever a emissão desse poluente depende, além das concentrações de nitrogênio e
oxigênio presentes no combustível. Como o óleo configurado é o mesmo para todas as
simulações, fica evidente que o parâmetro que influencia negativamente neste resultado
é mesmo a temperatura.
66
Os resultados para a simulação de 25% de carga também diferem, mas outro
motivo pode ser observado. A operação a 25% da carga nominal é um regime para o
qual o motor não foi projetado. Normalmente, nesta condição, o equipamento acaba
trabalhando de forma instável, e por isso, as medições de emissões realmente podem
diferir bastante. A simulação para este modo de operação também reflete um pouco esta
dificuldade em prever qualquer resultado, já que apresenta diferenças bem significativas
ao serem comparadas ao experimento.
Os resultados para as simulações das diferentes cargas podem ser conferidos
integralmente nos Anexos I, II, III e IV. Lá, estão listados todos os parâmetros obtidos
no ensaio computacional, a partir de um arquivo gerado pelo próprio software.
67
7. CONCLUSÕES
No presente projeto, foi elaborado um modelo computacional para o motor
MAN Innovator 4C, visando validar as simulações executadas utilizando o software
Diesel RK. Foram executadas diversas simulações utilizando 25%, 50%, 75% e 100%
da carga nominal do equipamento utilizando óleo diesel marítimo. O software utiliza o
modelo Wiebe 2 Zonas para modelagem da combustão, e apresenta diversos parâmetros
de emissões e desempenho no fim de cada simulação.
Como foi utilizada a versão gratuita do programa, as simulações eram feitas
remotamente, e era necessária uma conexão com a internet. Apesar disso, é um
programa muito leve, que é executado rapidamente, os arquivos contendo os resultados
de cada operação ocupa pouco espaço no disco rígido e sua interface é muito intuitiva.
As simulações poderiam ser finalizadas, em média, em até 1 minuto. Em alguns
momentos, o programa travava durante a simulação e era necessário reiniciá-la, mas
nada que comprometesse sua funcionalidade.
Utilizando os dados experimentais, foram selecionadas as simulações cujas
curvas de pressão mais se aproximavam das curvas obtidas no laboratório. Após isso, os
valores de potência gerada também eram observados, para verificar a proximidade com
o valor nominal. Foram realizadas, no total, 114 simulações, para verificar a
sensibilidade de cada parâmetro e encontrar os resultados mais próximos dos valores
reais. Estes resultados foram expostos no projeto.
Todas as simulações se aproximaram bastante da potência nominal e da curva de
pressão experimental. As simulações de 100% e 50% apresentaram melhores valores
para as emissões de SO2 e NOx, com uma diferença máxima de 16%. O ensaio de 75%
de carga apresentou uma discrepância muito grande na temperatura, e, portanto, também
se afastou bastante do ideal na emissão de NOx. Apesar de todas as tentativas, esse
resultado foi o que mais se aproximou da curva de pressão e da potência nominal
gerada. O ensaio para 25% também teve problemas para ensaiar as emissões, apesar de
sua curva de temperatura ser adequada. Isso se deve ao fato de que é um modo de
operação muito difícil de ser simulado.
É possível observar que o software é válido e consegue reproduzir com uma
precisão satisfatória os processos realizados no banco de testes. Apesar dos problemas
citados na simulação para 75% da carga nominal, a maioria dos valores obtidos foi bem
68
adequada aos valores reais, e por isso o programa pode ser utilizado para futuros testes
no laboratório.
Uma sugestão para futuros projetos utilizando a ideia do trabalho apresentado e
o software Diesel RK é a aplicação do mesmo em simulação de um motor Otto, para
avaliar as discrepâncias e os resultados com o novo banco de testes que no momento
está em fase de montagem no Laboratório de Máquinas Térmicas da Universidade
Federal do Rio de Janeiro. Simular um motor operando com gás veicular também é uma
sugestão viável.
Além disso, outra ideia seria realizar o teste utilizando diferentes tipos de óleo
diesel, e comparar os dados de emissão entre eles. Utilizar um motor de menor porte,
como o automotivo, daria uma boa impressão de como é o impacto dos veículos
utilizados pela maioria da população nos grandes centros urbanos no ar atmosférico.
Acompanhar essas emissões e propor melhoras, utilizando legislações e limites de
emissão adotados em diferentes países, também seria uma interessante abordagem.
Por fim, uma sugestão possível é a utilização dos modos Scanning e Optimizing
para comparação de diferentes parâmetros do motor, e como eles interferem na
operação do mesmo. O arquivo help do programa é uma ferramenta útil para aprender a
programar esta seção do software, que foi deixada fora do escopo desse projeto por não
ser o foco principal do mesmo.
69
REFERÊNCIAS
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Verbrennungskraftmaschinen vorhandenen Brennstoffteilchen" VDI-Forschungsheft.
Nr. 279 (1926) und Nr. 312 (1928)
[8] SOUZA JR., G. (2009). Simulação Termodinâmica de Motores Diesel
Utilizando Óleo Diesel e Biodisel para Verificação dos Parâmetros de Desempenho e
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de Janeiro. 139 pp.
70
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[14] http://gigantesdomundo.blogspot.com.br/2012/03/o-maior-motor-do-
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[15] http://www.diesel-rk.bmstu.ru/Eng/. Acessado pela última vez em 28/01/2015 às
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[16] http://wirednewyork.com/forum/showthread.php?t=3756&page=3. Acessado em
28/01/15 às 17h00.
[17] http://www.soymotero.net/foto?a=11609&i=33694. Acessado em 28/01/15 às
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[18] https://curricula2.mit.edu/pivot/book/ph2102.html?acode=0x0200. Acessado em
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[19] http://www.mopedarmy.com/wiki/Transfer_port. Acessado em 29/01/15 às
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71
[20] http://www.marcadecoche.com/caballos-de-potencia.html. Acessado em
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[21] AGÊNCIA NACIONAL DO PETRÓLEO, GÁS NATURAL E
BIOCOMBUSTIVEIS, Resolução ANP Nº 50, DE 23.12.2013 - DOU 24.12.2013, 2013.
[22] http://www.ds-bremen.com/tl_files/media/pdf/eng_dieselkraftstoff.pdf.
Acessado em 01/02/2015 às 17h39.
[23] http://www.volkspage.net/technik/ssp/ssp/SSP_230.pdf . Acessado em 02/02/15
às 19h46.
72
APÊNDICE A – CONVERSÃO DE UNIDADES PARA EMISSÃO DE SO2
Este apêndice traz os cálculos realizados para a obtenção dos valores de emissão
de SO2 na unidade de gramas por kilowatt-hora, descritos no capítulo 6. Para comparar
os valores obtidos no software com os resultados experimentais para emissão deste
composto, faz-se necessário contar com esses cálculos. No capítulo 6, foi apresentado
como exemplo o cálculo realizado para a simulação de 100% da carga nominal. Este
apêndice traz os cálculos realizados para os demais ensaios.
A.1. - 75% de Carga
0.4438 ∙ 3600 = 1597.68 𝑘𝑔 ℎ⁄ = 1597680𝑔 ℎ⁄
1597680
27.78= 57511.8 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ
57511.8 ∙ 126 ∙ 10−6 ∙ 6472.55
= 6.392 𝑔/𝑘𝑊ℎ
A.2. – 50% de Carga
0.2306 ∙ 3600 = 830.16 𝑘𝑔 ℎ⁄ = 830160 𝑔 ℎ⁄
830160
27.78= 29883.4 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ
29883.4 ∙ 130 ∙ 10−6 ∙ 6450.87
= 4.888 𝑔/𝑘𝑊ℎ
73
A.3. – 25% de Carga
0.1192 ∙ 3600 = 429.12 𝑘𝑔 ℎ⁄ = 429120 𝑔 ℎ⁄
429120
27.78= 15447.1 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ
15447.1 ∙ 122 ∙ 10−6 ∙ 6423.35
= 5.165 𝑔/𝑘𝑊ℎ
74
ANEXOS
ANEXO I – Resultados da simulação para 100% da carga nominal – Diesel RK
2015-01-12 20-08-43 "MAN teste 2" Mode: #1 :: 100% Carga; Title: 100%SulfurA/CEqDuraçao35Injectors1CycleFuel www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 451.45 - P_eng - Piston Engine Power, kW 18.711 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 3592.8 - Torque - Brake Torque, N m 0.55560 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.22152 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.38059 - Eta_f - Efficiency of piston engine 21.511 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.43753 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.6165 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.86985 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 2.8900 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 324.27 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.84344 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.53463 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 2.7011 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 816.40 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.86657 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.0886 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.47879 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.18316 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.94442 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.02167 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.1925 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 2.1698 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.57854 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 2.8689 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 337.10 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 342.94 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 174.99 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 170.88 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 2.6467 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar
75
812.23 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 107.59 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 25.753 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 749.18 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 287.56 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 962.41 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 1.7531 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.57040 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 165.65 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1829.0 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 6.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 30.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 6.7643 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 3565.8 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 11.921 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 13.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 35.249 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 3.3649 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.01909 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 82.400 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05381 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 1.4921 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 0.16343 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.03553 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.02543 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 713.80 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 1114.6 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 6.8210 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 1.0592 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.4305 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 3.6520 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 387.71 - T_ivc - Temperature at IVC, K 119.48 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 989.07 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 19.936 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1341.9 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 1041.1 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 664.85 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 655.28 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 595.62 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 366.77 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 5922.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 5955.2 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 5157.6 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 9821.5 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm
76
35.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------- 122.97 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.84344 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 14.606 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.84609 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 3.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 2.9400 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 433.07 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 2.8900 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 324.27 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------- 122.80 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.86657 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 9.1666 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 2.5966 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 19.097 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 2.7011 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 816.40 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0403 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 681.07 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ======================================================================== N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ------------------------------------------------------------------------ 1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 77.24 0.00 8.93 8.93 11.74 2.09 ------------------------------------------------------------------------ Sum of all sprays % 100.¦ 62.22 2.31 0.00 22.91 10.66 1.86 ======================================================================== Evaporation constants bi ¦ 2187 984 633 535 297 2 ======================================================================== The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 2.55 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.47 ____________________
Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08
77
ANEXO II – Resultados da simulação para 75% da carga nominal – Diesel RK
2015-01-16 20-44-57 "MAN teste 2" Mode: #2 :: 75% Carga; Title: 75%SulfurA/CEqDuraçao45Injectors1Ignition10 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 362.77 - P_eng - Piston Engine Power, kW 15.036 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 2887.1 - Torque - Brake Torque, N m 0.49883 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.24751 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.34063 - Eta_f - Efficiency of piston engine 17.087 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.38711 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.4368 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.87994 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 2.8900 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 321.19 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 1.0418 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.80010 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 2.1007 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 727.63 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 1.0571 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.8735 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.34800 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio 0.38542 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.99260 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.73541E-04 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.3881 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 0.0000 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.45357 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 2.8657 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 324.33 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 330.33 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 207.74 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 193.10 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 2.0092 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 719.27 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 153.43 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.235 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 670.63 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 374.64 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)
78
1253.9 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 2.0700 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.48309 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 136.83 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1463.3 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 5.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 50.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 3.4955 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 1343.8 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 15.733 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 10.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 51.208 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 3.3064 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.00461 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 122.80 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05304 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 14.833 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 1.5498 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.37735 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.63674 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 797.52 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 390.29 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 3.0977 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 2.5650 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.9501 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 3.6829 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 373.29 - T_ivc - Temperature at IVC, K 120.96 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 955.92 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 20.353 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1323.9 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 866.26 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 609.05 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 574.83 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 523.62 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 362.78 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 4581.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 4195.8 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 3568.6 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 8388.1 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 45.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC
79
54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------- 138.99 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.80000 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 1.0418 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 18.041 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 1.0451 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 3.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 2.9400 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 420.74 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 2.8900 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 321.19 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------- 138.90 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 1.0493 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 1.0571 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 13.574 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 2.0190 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 19.866 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 2.1007 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 727.63 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0404 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 605.98 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ======================================================================== N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ------------------------------------------------------------------------ 1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist.crown¦ 77.52 0.00 10.37 4.15 2.76 9.35 ------------------------------------------------------------------------ Sum of all sprays % 100.¦ 62.50 2.89 6.48 17.46 2.15 8.08 ======================================================================== Evaporation constants bi ¦ 897 268 117 99 79 1 ======================================================================== The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 1.76 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.52 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08
80
ANEXO III – Resultados da simulação para 50% da carga nominal – Diesel RK
2015-01-16 01-14-37 "MAN teste 2" Mode: #3 :: 50% Carga; Title: 50%SulfurA/CEqDuraçao27Injectors1 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 254.33 - P_eng - Piston Engine Power, kW 10.541 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 2024.0 - Torque - Brake Torque, N m 0.32398 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.22929 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.36769 - Eta_f - Efficiency of piston engine 12.781 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.44581 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.0323 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.82477 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 1.9100 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 309.54 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.53950 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.54853 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 1.8634 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 746.48 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.54931 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.2911 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.43648 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.20735 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.93024 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.03215 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.1185 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 3.0233 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.60272 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 1.8966 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 324.13 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 330.00 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 130.76 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 169.70 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 1.8357 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 743.60 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 89.997 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.641 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 687.11 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
81
261.87 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 876.43 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 2.0500 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.48780 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 109.18 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1689.5 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 7.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 26.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 4.9805 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 1812.2 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 15.815 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 13.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 28.738 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 4.1978 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.02672 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 86.000 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05405 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 4.7366 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 0.51903 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.11342 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.11786 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 738.84 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 817.32 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 6.0452 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 1.2565 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.5859 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 2.4128 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 374.33 - T_ivc - Temperature at IVC, K 79.047 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 956.21 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 12.064 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1202.1 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 964.10 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 478.95 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 577.09 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 524.96 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 362.87 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 4609.3 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 4228.7 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 3726.7 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 5800.7 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 27.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC
82
69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------- 46.720 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.53950 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 9.3424 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.54119 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 2.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 1.9600 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 374.17 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 1.9100 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 309.54 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------- 45.436 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.54931 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 8.0543 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 1.7905 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 12.191 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 1.8634 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 746.48 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0407 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 668.30 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ======================================================================== N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ------------------------------------------------------------------------ 1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 76.18 2.99 11.68 4.59 7.88 1.27 ------------------------------------------------------------------------ Sum of all sprays % 100.¦ 61.26 4.77 9.16 15.83 7.57 1.23 ======================================================================== Evaporation constants bi ¦ 1204 344 161 136 109 1 ======================================================================== The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 3.13 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.69 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08
83
ANEXO IV – Resultados da simulação para 25% da carga nominal – Diesel RK
2015-01-16 19-00-50 "MAN teste 2" Mode: #4 :: 25% Carga; Title: 25%SulfurA/CEqDuraçao30Injectors1CR1.3Ignition20 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 116.75 - P_eng - Piston Engine Power, kW 4.8388 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 929.11 - Torque - Brake Torque, N m 0.17834 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.27497 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.30661 - Eta_f - Efficiency of piston engine 6.6916 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.42402 - Eta_i - Indicated Efficiency 1.6140 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.72311 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 1.2240 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 295.66 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.28081 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.48477 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 1.3028 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 749.39 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.28381 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.1663 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.46161 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.23889 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.84087 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.10016 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 0.96010 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 7.7284 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.71653 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 1.2175 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 326.49 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 332.17 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 81.258 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 157.48 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 1.2921 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 747.81 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 66.779 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.711 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 683.86 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K
84
214.60 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 718.22 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 2.2600 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.44248 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 65.967 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1512.5 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 6.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 25.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 2.1012 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 492.78 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 25.673 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 20.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 30.005 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 6.5054 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.01993 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 130.80 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05470 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 21.242 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 2.1121 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.55875 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.80319 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 886.01 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 301.85 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 3.0355 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) * Zeldovich's mechanism usage causes improbable decrease of NOx emission at large recidual gas fraction and/or at multiple injection. Use DKM ! 3.1109 - SE - Summary emission of PM and NOx 5.4994 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 1.5401 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 381.60 - T_ivc - Temperature at IVC, K 49.863 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 963.33 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 7.1019 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1143.1 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 910.70 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 322.87 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 514.59 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 468.85 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 358.86 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 3417.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 2868.2 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 2571.3 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 3701.1 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 30.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg.
85
0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------- 8.6431 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.28081 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 4.8628 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.28169 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 1.3000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 1.2740 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 318.63 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 1.2240 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 295.66 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------- 9.5445 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.28381 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 5.9635 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 1.2534 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 4.9372 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 1.3028 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 749.39 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0394 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 717.92 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ======================================================================== N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ------------------------------------------------------------------------ 1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 74.58 5.76 13.98 0.00 5.13 0.55 ------------------------------------------------------------------------ Sum of all sprays % 99.¦ 68.19 7.68 18.00 0.00 4.89 0.48 ======================================================================== Evaporation constants bi ¦ 379 65 36 30 30 0 ======================================================================== The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 3.00 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.82 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08
86
ANEXO V – Parâmetros utilizados nas simulações – Diesel RK
87
88
89
90
91
92
93
94
Fuel:
95
Operating Mode:
96
ANEXO VI – Resultados Experimentais para emissões – Horiba
Tomada 1 – 100%:
Tomada 1 – 75%:
97
Tomada 1 – 50%:
Tomada 1 – 25%:
98
Tomada 2 – 100%:
Tomada 2 – 75%:
99
Tomada 2 – 50%:
Tomada 2 – 25%:
100
Tomada 3 – 100%:
Tomada 3 – 75%:
101
Tomada 3 – 50%:
Tomada 3 – 25%:
102
ANEXO VII – Norma DIN EN 590 para óleo Diesel – Diersch & Shröder Group