UNIVERSIDADE DE COIMBRA FACULDADE DE CIÊNCIAS E TECNOLOGIA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRA-BAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Por: Pedro Manuel Ferreira Gonçalves Dissertação submetida ao Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra para a obtenção do grau de MESTRADO EM CIÊNCIAS DE ENGENHARIA MECÂNICA SETEMBRO DE 2008 UNIVERSIDADE DE COIMBRA FACULDADE DE CIÊNCIAS E TECNOLOGIA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRA-BAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Por: Pedro Manuel Ferreira Gonçalves Dissertação submetida ao Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciência e Tecnologia da Universidade de Coimbra para a obtenção do grau de MESTRADO EM CIÊNCIAS DE ENGENHARIA MECÂNICA SETEMBRO DE 2008 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL RESUMO Com o objectivo de conceber um motor de elevado rendimento energético para aplicar ao veículo protótipo da Equipa Eco Veículo do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra, neste trabalho foi possível desenvolver e utilizar ferramentas avançadas de simulação e projecto mecânico, aplicando os conceitos físicos fundamentais nos processos envolvidos e verificando a sua validade através dos resultados experimentais. Os estudos paramétricos de previsão do comportamento do motor em toda a sua gama de operação foram feitos num modelo computacional desenvolvido que combina análise dinâmica e termodinâmica em motores de combustão interna. Com esta análise, por variação dos parâmetros de entrada, propriedades de combustão do combustível, tempos de injecção, instantes de ignição e tempo de abertura das válvulas e tempos de injecção foi concebido um motor de 31,65 cm3 (M3165) que minimizasse o seu consumo específico para as condições previstas na prova. Foram comparados os resultados do modelo e dos testes experimentais efectuados e determinados os efeitos da carga, regime, instante de ignição, riqueza da mistura ar-combustível e potência ao freio no consumo específico de combustível do motor. O motor funciona em modo de injecção indirecta, com elevada relação de compressão e segundo o ciclo de Atkinson, com aumentos de eficiência, relativamente ao motor similar Honda GX22, na ordem dos 30 %. 3 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL AGRADECIMENTOS Um especial agradecimento ao Prof. Doutor Pedro Carvalheira, por todos os conhecimentos que me transmitiu, paciência para comigo nalguns momentos e pela sempre pronta disponibilidade. A todos os membros da Equipa Eco Veículo, pelo interesse e força que sempre mostraram ao longo de todo o desenvolvimento do projecto. Em especial ao colega António Loio, pelos seus ensinamentos em CAM e CNC, sempre úteis na fase de qualquer projecto mecânico. À Fundação para a Ciência e Tecnologia (FCT), pelo financiamento deste projecto, sem o qual não poderia ser executado. Finalmente aos meus pais, irmãos e amigos que sempre estiveram comigo e me apoiaram ao longo de todo este projecto. 4 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL ÍNDICE RESUMO ..................................................................................................................... 3 AGRADECIMENTOS.................................................................................................. 4 ÍNDICE ........................................................................................................................ 5 NOMENCLATURA E SÍMBOLOS ............................................................................. 8 CAPÍTULO UM ......................................................................................................... 14 1 Introdução e Objectivos .................................................................................. 14 CAPÍTULO DOIS ...................................................................................................... 17 2 O Estado da arte.............................................................................................. 17 2.1 Motores de Combustão Interna aplicados nos veículos protótipos que participam na Shell Eco-Marathon................................................................................ 17 2.2 Motores de Ciclo de Atkinson .................................................................. 18 2.3 Eco Veículo XC01i: um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível ................................................................................................................ 21 2.4 Trabalho desenvolvido no Departamento de Engenharia Mecânica – Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra (DEM-FCTUC) ...... 22 CAPÍTULO TRÊS ...................................................................................................... 23 3 Considerações iniciais de projecto e caracterização preliminar do motor ......... 23 3.1 Caracterização preliminar do motor ......................................................... 23 3.2 Considerações de projecto para a câmara de combustão ........................... 24 3.3 Influência da relação de compressão em motores de ignição por faísca .... 25 3.4 Características do sistema de injecção/ignição electrónica programável ... 25 3.5 Sistema de arrefecimento ......................................................................... 29 5 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 3.6 Sistema de lubrificação ............................................................................ 29 CAPÍTULO QUATRO ............................................................................................... 30 4 Modelação do ciclo termodinâmico em Motores de Combustão Interna (MCI- SI) ....................................................................................................................... 30 4.1 Programa de simulação: “4SSI” ............................................................... 31 4.2 Modelação dos processos envolvidos em MCI-SI de 4 tempos feita no programa “4SSI” .......................................................................................................... 35 CAPÍTULO CINCO ................................................................................................... 69 5 Simulação e optimização dos parâmetros do motor utilizando o programa “4SSI”[23] ....................................................................................................................... 69 5.1 Validação dos resultados teóricos obtidos com o programa “4SSI”, utilizando o motor Honda GX160 ................................................................................. 69 5.2 Determinação da geometria óptima .......................................................... 70 CAPÍTULO SEIS ....................................................................................................... 78 6 Projecto e análise estrutural por elementos finitos (FEA), utilizando o ANSYS... ....................................................................................................................... 78 6.1 Projecto e análise estrutural (FEA) do êmbolo sob condições de serviço .. 78 CAPÍTULO SETE ...................................................................................................... 92 7 Resultados Experimentais ............................................................................... 92 7.1 Descrição do banco de ensaios ................................................................. 92 7.2 Freios Aerodinâmicos .............................................................................. 93 7.3 Funcionamento do Sistema de Injecção/Ignição ....................................... 95 7.4 O motor protótipo desenvolvido ............................................................... 97 7.5 Máquina analisadora de gases – Medição de riqueza ................................ 98 7.6 Procedimento dos ensaios ...................................................................... 100 7.7 Apresentação de resultados .................................................................... 100 7.8 Análise de erros ..................................................................................... 107 CAPÍTULO OITO .................................................................................................... 115 6 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 8 Conclusões e trabalho futuro ......................................................................... 115 REFERÊNCIAS ....................................................................................................... 117 ANEXO I – Caracterização da Instrumentação ...................................................... ii ANEXOS II – Fotografias dos componentes do motor.......................................... vi Ilustração i – Fotografia da cabeça do motor......................................................... vi ANEXO III – Modelos CAD 3D do motor ......................................................... viii 7 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL NOMENCLATURA E SÍMBOLOS a Raio da manivela da cambota, m a Número de átomos de carbono da molécula de hidrocarboneto A Área, m2 Ab Área esférica de queima, m2 Am Área mínima de passagem, m2 Ar Área de referência da válvula, m2 AL Área laminar queimada, m2 b Número de átomos de hidrogénio da molécula de hidrocarboneto Bm Parâmetro para o cálculo da celeridade de chama laminar B Parâmetro para o cálculo da celeridade de chama laminar de referência CD Coeficiente de descarga da válvula c~ p Capacidade calorífica molar a pressão constante, J/(mol.K) cp Capacidade calorífica mássica a pressão constante, J/(kg.K) c~v Capacidade calorífica molar a volume constante, J/(mol.K) cv Capacidade calorífica mássica a volume constante, J/(kg.K) B Diâmetro do cilindro, m bmep Pressão média efectiva ao freio, Pa bsfc Consumo específico de combustível ao freio, g/(kW.h) Cfactor Número de átomos de carbono em cada molécula HC que está a ser medida D Diâmetro, m Dm Diâmetro médio da sede da válvula, m2 Dp Diâmetro interior da sede da válvula, m2 Ds Diâmetro da haste da válvula, m2 Dv Diâmetro da cabeça da válvula, m2 Dve Diâmetro da cabeça da válvula de escape, m2 8 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Dvi Diâmetro da cabeça da válvula de admissão, m2 Ea Erro absoluto e Espessura do filme lubrificante, m F Força, N ~ h Entalpia específica molar, J/mol hc Coeficiente de transferência de calor por convecção, W/m2.K hj Altura do componente j, m H Entalpia, J Hcv Relação atómica de átomos de hidrogénio para átomos de carbono no combustível imep Pressão média efectiva indicada, Pa isfc Consumo específico de combustível indicado, g/(kW.h) I Intensidade de corrente eléctrica, A k Condutibilidade térmica, W/m.K K Constante de equilíbrio da equação dos gases de água l Comprimento da biela, m L Curso do êmbolo, m Lve Levantamento da válvula de escape, m Lvi Levantamento da válvula de admissão, m m Massa, kg m Polinómio de 2º grau em função de m f Caudal mássico de combustível, (kg/s) M Massa molar, kg/mol n Número de moles, mol Velocidade de rotação da cambota, rpm nfr Número de moles de frescos no cilindro quando termina a admissão, mol; np Número de moles dos produtos, mol nr Número de moles dos reagentes, mol nR Número de rotações da cambota por ciclo nt Número de moles total no final da combustão, mol; N Velocidade de rotação da cambota, rot/s p Pressão, Pa 9 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL patm Pressão atmosférica, Pa p0 Pressão de estagnação a montante da válvula, Pa pm Pressão no cilindro no caso de não ocorrer ignição da mistura, Pa pT Pressão imediatamente a jusante da válvula, Pa Pb Potência do motor ao freio, W Pf Potência de fricção do motor, W Pi Potência indicada do motor, W Q f Caudal volúmico de combustível, (m3/s) Ocv Relação atómica de átomos de oxigénio para átomos de carbono no combustível rc Relação de compressão Coordenada da frente de chama rb Raio dos gases queimados rf Raio da frente de chama R Relação comprimento da biela/raio da manivela da cambota Rbs Relação diâmetro do cilindro/curso do êmbolo Ru Constante universal dos gases (8,314472 J/mol.K) s Distância entre o eixo da cambota e o eixo do cavilhão do êmbolo, m Sb Velocidade de queima, m/s SL Celeridade de chama laminar, m/s SL,0 Celeridade de chama laminar à temperatura e pressão de referência, m/s Sp Velocidade do êmbolo, m/s Sp Velocidade média do êmbolo, m/s t Tempo, s Tb Binário do motor ao freio, N.m Ti Binário do motor indicado, N.m T Temperatura, K T0 Temperatura de estagnação a montante da válvula, K Temperatura de referência (298,15 K), K Tbv Temperatura dos gases queimados isocórica adiabática, K TB1 Temperatura dos gases não queimados na fase de compressão, K TB2 Temperatura dos gases queimados na fase de expansão, K; Tscc Temperatura da superfície da câmara de combustão, K 10 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tu Temperatura dos gases não queimados, K ub Velocidade de expansão dos gases queimados, m/s ug Velocidade média do gás junto à frente de chama, m/s uT , EA Intensidade de turbulência, m/s v Velocidade, m/s V Volume, m3 Vb Volume esférico queimado, m3 Vf Volume inflamado, m3 Volume de combustível, m3 ~ xi Fracção molar do componente i xb Fracção molar dos gases queimados xb Fracção mássica dos gases queimados yb Fracção volúmica dos gases queimados w Largura da sede da válvula, m Wc Trabalho por ciclo, J zc Coordenada da frente de chama Símbolos gregos Parâmetro para o cálculo da celeridade laminar de chama c Coordenada da frente de chama Parâmetro para o cálculo da celeridade laminar de chama Ângulo da sede das válvulas i Ângulo da sede da válvula, grau Riqueza da mistura ar-combustível Ângulo de inclinação da biela, rad m Riqueza da mistura para a qual a celeridade de chama tem um valor máximo com o valor de Bm Coeficiente de expansão isentrópica c Rendimento da combustão v Rendimento volumétrico 11 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL m Rendimento mecânico f Rendimento de conversão de combustível f ,b Rendimento de conversão de combustível ao freio Variação/Intervalo Viscosidade dinâmica, Pa.s Ângulo de rotação da cambota, rad Massa volúmica, kg/m3 Tensão tangencial, Pa Coeficiente de fricção do escoamento no sistema de admissão Índices ar Ar atmoférico ad Adiabático b Gás queimado c Cilindro fr Frescos gr Gases Residuais Ângulo de rotação da cambota 0 Ângulo de início de combustão Ângulo de rotação da cambota anterior a i Espécie química indicado mix Mistura j Componente do sistema de admissão parcela de área da câmara de combustão p Produtos r Reagentes u Gás não-queimado Abreviaturas A/F Relação ar-combustível ABDC Depois do ponto morto inferior, grau 12 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL ATDC Depois do ponto morto superior, grau BBDC Antes do ponto morto inferior, grau BDC Ponto morto inferior, grau BTDC Antes do ponto morto superior, grau EVC Fecho da válvula de escape, grau EVO Abertura da válvula de escape, grau IVC Fecho da válvula de admissão, grau IVO Abertura da válvula de admissão, grau TDC Ponto morto superior, grau TI Instante de ignição, grau ACCAC Relação entre a área da cabeça do cilindro e a área de secção transversal do cilindro LBF Relação entre a distância máxima percorrida pela chama e o diâmetro do cilindro RON Índice de octano pelo método research WOT Válvula de borboleta completamente aberta MBT Máximo binário ao freio 13 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO UM 1 Introdução e Objectivos Desde o início da revolução industrial que vários tipos de máquinas baseadas na conversão de energia potencial química de um combustível em trabalho mecânico foram desenvolvidas. Dependendo do local onde se dá a combustão e do modo de operação de cada máquina, os motores de combustão podem ser categorizados em dois grupos principais: motores de combustão interna (MCI) e motores de combustão externa (MCE). Uma outra classificação de um motor de combustão interna é baseada na forma como a ignição ocorre: ignição por faísca (SI) ou ignição por compressão (CI). Esta dissertação trata apenas de motores de combustão interna de ignição por faísca (MCI-SI). É actualmente aceite que o motor de combustão interna representa no mundo industrializado, uma das principais formas de produção de trabalho. Desde a sua invenção em 1837, o MCI tem sido tema de investigação e desenvolvimento contínuos. No passado recente as questões ambientais e a escassez cada vez maior de recursos energéticos tem sido a motivação principal para as actividades de investigação e desenvolvimento. A configuração mecânica mais comum de um motor de combustão interna é o sistema biela-manivela, o qual permite a conversão de um movimento alternativo linear de um êmbolo ou pistão, em movimento rotacional da cambota [1]. Uma outra configuração de um motor de combustão interna é o chamado motor rotativo ou motor Wankel. Este é um motor mais compacto que os motores alternativos correntes e tendo menos partes móveis que estes, permite ter um menor peso e uma potência específica mais elevada. No entanto, estes motores têm as suas próprias fraquezas e são representadas pela falta de vedação encontrada na interface entre o rotor e a caixa e o maior consumo específico de combustível ao freio. O motor de combustão interna é uma máquina relativamente ineficiente cujo rendimento varia entre 20 e 50 %, cujo limite máximo correspondente aos motores de ignição 14 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL por compressão [1]. Assim, apenas uma pequena quantidade da energia contida no combustível é transformada em trabalho útil, o resto é perdido sob a forma de calor e atrito. Os esforços para melhorar o rendimento global de um sistema convencional tipo bielamanivela estão actualmente concentrados no melhoramento da eficiência do ciclo termodinâmico, no entanto as perdas mecânicas associadas com o atrito também têm sido alvo de melhoramentos através dos materiais e o controlo dos acabamentos superficiais das peças em movimento relativo. Num motor convencional de quatro tempos (também designado por motor de ciclo de Otto), presente na maioria dos veículos comuns, a fase de compressão e expansão têm sempre a mesma taxa, isto é, a mistura fresca ar-combustível é comprimida até um determinado grau fixo, equivalente a uma determinada taxa (por exemplo, 10:1), e de seguida, após a ignição, o volume da câmara de combustão expande à mesma taxa, cedendo a energia da combustão. No entanto, a melhor taxa para a extracção de máxima energia (taxa de expansão) não é a mesma que a máxima taxa permitida pelas características da gasolina. Assim, os motores funcionando segundo o ciclo de Otto não trabalham na eficiência máxima porque a taxa de expansão não pode ser superior à taxa de compressão para a qual a mistura ar-combustível detona. Para a resolução destes problemas, em 1882 um engenheiro britânico chamado James Atkinson, inventou um tipo de motor de combustão interna, designado por motor de ciclo de Atkinson. O motor de Atkinson tem dois cursos diferentes através de um mecanismo conjugado: curso pequeno na admissão e compressão e curso longo na expansão e escape. Isto reduz a taxa de compressão efectiva e permite ter taxas de expansão superiores à de compressão. As elevadas taxas de expansão permitem tempos de potência mais longos, permitindo uma maior expansão dos gases da combustão, reduzindo assim o calor perdido pelo escape. Isto permite ter um motor mais eficiente, tendo começado a ser aplicado recentemente em aplicações modernas de veículos híbridos. O tema desta dissertação consiste no projecto, desenvolvimento, concepção e teste de um motor de extra-baixo consumo de combustível, funcionando segundo o ciclo de Atkinson, de injecção indirecta, para aplicação a um veículo de extra-baixo consumo de combustível, que participa todos os anos em França, desde 1999, numa prova de economia de combustível, a Shell Eco-Marathon. Tendo-se atingido o máximo desempenho com o anterior motor, HONDA GX22 e por ausência no mercado de motores compactos com os consumos desejados para este tipo de veículos, a Equipa Eco Veículo do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra, sentiu a necessidade de 15 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL conceber o seu próprio motor para este tipo de aplicação, melhorando assim o conhecimento e experiência nesta área de actividade. Esta dissertação engloba modelação de ciclo termodinâmico de funcionamento do motor, utilizando um programa concebido em Fortran: “4SSI”; análise paramétrica de variáveis geométricas, termodinâmicas e de operação de motores para se obter as melhores prestações em termos de consumo específico de combustível ao freio para esta classe de motores. Foram feitas análises estruturais dos componentes do motor, selecção dos melhores materiais, definição das tolerâncias dimensionais e de forma, acabamentos superficiais e dureza superficial. Os testes de optimização dos tempos de injecção e avanços de ignição permitiram a afinação do motor em banco de ensaios e a confrontação posterior dos resultados obtidos por simulação e por via experimental. Embora o valor de consumo específico ao freio dos motores não seja muitas vezes revelado pelas melhores equipas, dado que o desempenho global é medido pelo conjunto (motor + veículo), o valor mínimo anunciado por algumas delas, situa-se nos 230 g/kWh. É nosso objectivo tentar atingir este valor, concebendo integralmente todos os componentes. 16 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO DOIS 2 O Estado da arte 2.1 Motores de Combustão Interna aplicados nos veículos protótipos que participam na Shell Eco-Marathon Os motores de combustão interna aplicados nos veículos de extra-baixo consumo de combustível que participam na European Shell Eco-Marathon são classificados pelo tipo de ignição da mistura ar-combustível (ignição por faísca e ignição por compressão) e pelo tipo de combustível utilizado (Gasolina, Diesel, Etanol, GPL e Biodiesel). Novas tecnologias, materiais, desenvolvimentos e o conhecimento acumulado pelas equipas ao longo dos anos tem permitido melhorar o desempenho destes veículos, permitindo, quase todos os anos, atingir um novo recorde em termos de quilómetros percorridos com a mesma quantidade de combustível. Em termos globais, os veículos equipados com motores de combustão interna tem obtido melhores desempenhos que os veículos equipados com células de combustível, que contudo tem conseguido avanços consideráveis de ano para ano. Há muito que os veículos que participam na Shell Eco-Marathon utilizam motores desenvolvidos pelas próprias equipas, utilizando as tecnologias consideradas mais avançadas em termos de desempenho para este tipo de competição. Desta forma, pretende-se um motor de baixo peso específico, com dimensões reduzidas para não afectar negativamente a aerodinâmica dos veículos e com baixo consumo específico de combustível ao freio. Embora o desempenho global dos veículos não dependa só do motor, mas de outros factores como a aerodinâmica do veículo, o atrito de rolamento dos pneus, massa global do conjunto e outros, pretende-se que o motor seja o mais eficiente possível. 17 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Relativamente ao estado da arte dos motores de combustão interna que equipam este tipo de veículos, os motores são monocilíndricos, caracterizam-se por ter uma elevada relação de compressão, por trabalharem normalmente com misturas pobres (relação ar-combustível elevada), por terem relações curso/diâmetro bastante superiores à unidade e um volume cilindrada situado normalmente entre os 30 cm3 e 40 cm3. Relativamente à configuração da árvore de cames, a generalidade dos motores utilizam a tecnologia de duas árvores de cames à cabeça (DOHC), embora existam equipas que utilizam apenas uma (SOHC). Também o tempo de abertura das válvulas é um parâmetro variável de motor para motor e é um parâmetro que merece uma atenção especial dado que influencia todo o ciclo termodinâmico do motor, quantidade de mistura fresca admitida, relação de compressão real, energia dissipada sob a forma de calor, contribuindo de forma decisiva para o rendimento global do ciclo. Convém que a expansão dos gases de escape seja total, para extrair o máximo de energia dos mesmos (Ciclo de Atkinson). Em termos de consumo específico de combustível ao freio, os valores mais baixos anunciados pelas equipas com melhores resultados, situam-se nos 230 g/kWh. É nosso objectivo, através de um estudo de optimização detalhado para cada parâmetro geométrico e de funcionamento do motor, atingir valores desta ordem ou inferiores. O Quadro 2.1 seguinte mostra alguns valores comparativos de parâmetros e desempenhos dos motores utilizados pelas equipas com melhores prestações na prova Shell Eco-Marathon. Quadro 2.1. Valores comparativos de alguns parâmetros e desempenhos dos motores utilizados pelas equipas com melhores prestações na Shell Eco-Marathon 2.2 Motores de Ciclo de Atkinson O motor de ciclo de Atkinson é um tipo de motor de combustão interna inventado por James Atkinson em 1882. Este tipo de motor é até cerca de 10 % mais eficiente que um motor convencional de ciclo Otto, em carga total [2]. O aumento de rendimento deriva 18 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL essencialmente da redução do trabalho de compressão e do aumento do aproveitamento da energia (contida nos gases presentes no cilindro) durante a fase de expansão Nos motores de ciclo de Atkinson é reduzido o trabalho de compressão da mistura fresca uma vez que se pretende que no tempo de compressão uma pequena quantidade de mistura de ar-combustível regresse à conduta de admissão sem ser admitida no cilindro reduzindo assim a cilindrada efectiva do motor. Adicionalmente, uma vez que a razão de expansão é maior que a razão de compressão, permite que maior quantidade de calor seja retirado dos gases de escape, levando a um aumento adicional do rendimento global do ciclo. O problema com este projecto original era que os mecanismos envolvidos para ter diferentes cursos eram complexos, aumentando assim as probabilidades de falha mas também o aumento de perdas devido à fricção dentro do motor. Como resultado, o projecto do motor de Atkinson permaneceu como uma curiosidade histórica até ao Século XX. Em 1946, o engenheiro americano Miller encontrou uma engenhosa versão do projecto de Atkinson que resolve estes problemas. Mais do que variando o comprimento do curso real de compressão, idealizou que poderia simplesmente atrasar o fecho da válvula de admissão. Assim, parte da mistura arcombustível regressava à conduta de admissão. A compressão ocorreria apenas no momento em que a válvula fechava até o pistão encontrar o ponto morto superior. Assim, se dinamicamente é possível variar o tempo de fecho da válvula de admissão, é possível desta forma variar a taxa de compressão de um motor, ficando esta abaixo da relação de volumes do cilindro. Assim, a taxa de expansão pode estar próxima da ideal (17:1) requerida para uma melhor extracção de energia. A versão moderna deste motor também costuma ser chamada de motor de Ciclo de Atkinson-Miller, mas a maioria das referências trata apenas por ciclo de Atkinson. Nesta dissertação será sempre designado por motor de ciclo de Atkinson. A vantagem do motor de ciclo de Atkinson é o aumento do rendimento de conversão do combustível ao freio, no entanto, este aumento de rendimento é acompanhado por perda de binário e potência ao freio a baixa rotação. Este tipo de motores é muito menos potente em toda a gama de velocidade e trabalha normalmente com misturas pobres. No entanto, se o rendimento elevado é o principal objectivo, então excelentes resultados podem ser atingidos utilizando este tipo de motor. 19 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 2.2.1 O ciclo de funcionamento e o efeito no rendimento de conversão de combustível A pressão dos gases dentro do cilindro num motor de quatro tempos no momento de abertura da válvula de escape é maior que a pressão atmosférica. A energia disponível nos gases do cilindro nesse momento é então perdida pelo sistema de escape. Uma expansão adicional dos gases dentro do cilindro poderá aumentar o trabalho indicado por ciclo, como é mostrado na Fig. 2.1, onde a expansão continua abaixo do Ponto 4´ [1]. O tempo de escape expandido é 4-5-6. O tempo de admissão é 6-1. A área 14´451 foi adicionada ao ciclo convencional p-V, para a mesma quantidade de mistura admitida aumentado assim o rendimento global do motor. Fig. 2.1. Diagrama Pressão-Volume para motores de ciclo de expansão extensa (1234561). rc e re são a razão de compressão volumétrica e razão de expansão volumétrica, respectivamente [1]. 2.2.2 Principais aplicações actuais: Veículos híbridos Embora os motores de quatro tempos de ciclo de Atkinson permitam ter ganhos consideráveis em termos de economia de combustível, têm como custo um nível mais baixo de potência por cilindrada que os motores tradicionais de ciclo de Otto. Se um motor de ciclo de Atkinson está sujeito a altos níveis de potência intermitentemente, pode ser auxiliado por um motor eléctrico quando o nível de potência exigido é mais elevado. Este é o conceito utilizado nos sistemas de propulsão dos modernos veículos híbridos. Os motores eléctricos podem ser usados de forma independente, ou em combinação com motores de ciclo de Atkinson, permitindo meios mais eficientes de produção da potência desejada. 20 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 2.3 Eco Veículo XC01i: um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível O Eco Veículo XC01i é um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível desenvolvido pela equipa Eco Veículo, uma equipa constituída por professores e alunos do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra que participa todos os anos desde 1999 na Shell Eco-Marathon, um evento organizado anualmente pela Shell França, no circuito de Nogaro (França). É uma competição de classe mundial onde participam equipas de Universidades, Institutos Politécnicos, Escolas Secundárias e Equipas Independentes, com automóveis projectados, construídos e testados por elas onde o objectivo é fazer 7 voltas ao circuito (fechado) num total de 25,272 km a uma velocidade média igual ou superior a 30 km/h consumindo a menor quantidade de combustível possível. A Shell Eco-Marathon é uma competição que teve origem em meados de 1939, como Shell Mileage Marathon, resultado de uma discussão entre empregados do laboratório de investigação da Shell Oil´s em Wood River – Illinois, sobre qual o veículo com menor consumo. As regras eram tão simples quanto o conceito: pretendia-se percorrer o maior número de quilómetros com o menor consumo de energia possível. A Fig. 2.2 mostra o Eco Veículo XC01i durante a competição Shell Eco-Marathon, em 2007, Nogaro (França). Fig. 2.2. Eco Veículo XC01i durante a competição Shell Eco-Marathon em Nogaro, França. 21 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tratando-se de uma prova de economia de combustível, cuja eficiência é o principal objectivo e em que não são exigidos grandes prestações em termos de potência aos veículos, torna-se possível a utilização de motores de ciclo de Atkinson neste tipo de veículos, que embora com densidades de potência baixas têm eficiências superiores aos motores convencionais de ciclo de Otto. 2.4 Trabalho desenvolvido no Departamento de Engenharia Mecânica – Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra (DEM-FCTUC) Embora o projecto e construção de um motor de raiz seja um desafio novo e ambicioso no DEM-FCTUC, este não teria sido possível sem o trabalho desenvolvido ao longo dos anos por alunos e membros da Equipa Eco Veículo e em especial pelo Prof. Doutor Pedro Carvalheira, principal dinamizador e impulsionador do projecto. O projecto preliminar que deu origem à presente dissertação foi elaborado no âmbito de um trabalho de Seminário de David Guilherme e João Ramos [2]. Os melhoramentos implementados no anterior motor: Honda GX22: a modificação do sistema de alimentação para um sistema de injecção/ignição electrónica, modificação da relação de compressão e os vários testes experimentais realizados permitiram um conhecimento prático fundamental do funcionamento e operação de motores. Desta forma, só com todo o conhecimento acumulado, pesquisa bibliográfica e conversas com outras equipas que desenvolvem também os seus próprios motores foi possível a concretização e sucesso deste projecto. 22 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO TRÊS 3 Considerações iniciais de projecto e caracterização preliminar do motor 3.1 Caracterização preliminar do motor Com base na literatura disponível sobre motores, tipo de aplicação e tendo em vista o objectivo pretendido de conceber um motor de baixo consumo específico, com prestações superiores aos motores que existem no mercado para a mesma dimensão, a sua concepção partiu de uma série de considerações iniciais baseadas na experiência, pesquisa bibliográfica ou tecnologia conhecida: i. Motor de 4 tempos de ignição por faísca; ii. Ciclo termodinâmico de funcionamento: Atkinson; iii. Câmara de combustão hemisférica, com duas velas de ignição; iv. Dupla árvore de cames à cabeça; v. Distribuição por correia HTD-3M; vi. Elevada relação de compressão; vii. Arranque por motor eléctrico; viii. Embraiagem centrífuga; ix. Sistema de injecção/ignição electrónica; x. Sistema de refrigeração do motor (em banco de ensaios): água; xi. Sistema de lubrificação: por chapinhagem. 23 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 3.2 Considerações de projecto para a câmara de combustão A concepção da câmara de combustão influencia o desempenho e as emissões dos motores, de modo que o seu projecto teve em conta: i. Processos de combustão rápidos, com baixa variabilidade de ciclo-para-ciclo; São muitos os métodos propostos para acelerar os processos de combustão. Estes incluem câmaras de combustão mais compactas, vela de ignição colocada na posição central, o uso de duas velas de ignição, criação de swirl durante a fase de admissão. Estudos experimentais [3] e de simulação [4] mostram ganhos de eficiência relativamente modestos da passagem de processos de combustão moderados para processo de combustão rápidos. ii. Grande eficiência volumétrica com a válvula borboleta completamente aberta; A grande eficiência volumétrica é requerida para obter a maior densidade de potência possível. A forma da cabeça do cilindro afecta o tamanho das válvulas que podem ser utilizadas. A área efectiva de passagem, que depende do diâmetro da válvula e levantamento, afecta directamente a eficiência volumétrica. iii. Mínimo de perdas de calor pelas paredes da câmara de combustão; A área de transferência de calor através das paredes da câmara de combustão tem um impacto significativo na eficiência do motor. Deve procurar-se ter câmaras com baixa área de transferência de calor. iv. Baixo requerimento de índice de octano do combustível. A ocorrência de detonação limita a relação de compressão máxima permitida para um determinado motor. Isto afecta directamente a eficiência de um motor. Estudos de simulação de ciclos [6] indicam que a duração dos processos de combustão diminuiu à medida que a intensidade de turbulência aumenta. No entanto, é importante notar que a eficiência de conversão de combustível de câmaras de elevada turbulência, para as mesmas condições de operação pode ser menor que para câmaras de combustão normais, apesar das altas taxas de queima devido às altas taxas de transferência de calor. A eficiência de conversão de combustível indicada diminui cerca de 6 % devido a uma previsão de 15 % de aumento das perdas por transferência de calor [6]. Perante os factos acima mencionados, e como o nosso principal objectivo é obter baixo consumo e obter elevado rendimento de conversão de combustível, optou-se por uma câmara de combustão de geometria hemisférica, com baixa área de transferência de calor para 24 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL redução das perdas térmicas e a colocação de duas velas de ignição para acelerar os processos de combustão, dada a baixa turbulência deste tipo de câmara. 3.3 Influência da relação de compressão em motores de ignição por faísca Para avaliar da melhor forma o efeito da variação da relação de compressão na eficiência de conversão de combustível, muitos dos dados obtidos são normalizados e comparados com a eficiência de conversão de combustível para uma relação de compressão, rc = 8, para motores em operação com válvula borboleta completamente aberta (vd. Fig. 3.1). Fig. 3.1. Evolução da melhoria relativa de eficiência de conversão de combustível com o aumento da relação de compressão, em MCI-SI com válvula borboleta completamente aberta (WOT): CN [7], KT [8]. Dentro da gama de relações de compressão mais comuns em motores SI ( rc 12 ), a eficiência de conversão de combustível aumenta cerca de 3 % por unidade de aumento da relação de compressão [1]. 3.4 Características do sistema de injecção/ignição electrónica programável O sistema de injecção/ignição é comandado por um microprocessador programável HALTECH, modelo E6S e inclui: microprocessador, sensores para o motor (sensor de temperatura do bloco do motor, sonda lambda, sensor de posição angular da borboleta do 25 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL acelerador, sensor de temperatura do ar no interior do colector de admissão, sensor da pressão do ar no interior do colector de admissão e sensor de posição angular da cambota), cablagem de ligação e “software” para programação. Os parâmetros utilizados pelo microprocessador são: temperatura e pressão do ar no interior do colector de admissão, temperatura do bloco do motor, regime do motor, e posição angular da cambota. A Fig. 3.2 procura esquematizar o funcionamento do sistema de injecção - ignição utilizado. Fig. 3.2. Funcionamento do sistema de injecção/ignição electrónica A programação do microprocessador faz-se com valores fixos de rotação com intervalos de 500 rpm, através de mapas de duração do tempo de injecção e avanço do instante de ignição em função da pressão do ar no interior do colector de admissão ou da posição angular da válvula borboleta do acelerador. 3.4.1 Sistema de injecção A injecção de combustível é feita por um injector de combustível (gasolina) a uma pressão de 2,4 bar. O injector consiste num corpo de uma válvula que contém um enrolamento de solenóide, a guia da agulha da válvula e a agulha da válvula que contém a armadura do solenóide. Quando não existe nenhum fluxo de corrente através do enrolamento do solenóide, 26 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL a agulha da válvula é comprimida de encontro ao seu assento por uma mola helicoidal. Na presença de um fluxo de corrente proveniente do microprocessador através do enrolamento solenóide, a agulha da válvula é levantada permitindo a injecção de combustível através do orifício de precisão. A extremidade final da agulha injectada possui uma ranhura que permite uma atomização da gasolina injectada. A quantidade de gasolina injectada é determinada pela duração do impulso eléctrico, para uma dada diferença de pressão entre a entrada e saída no injector. A Fig. 3.3 mostra o injector BOSCH EV6 Court B 280 431 198/1 utilizado. Fig. 3.3. Injector BOSCH EV6 Court B 280 431 198/1 3.4.2 Sistema de ignição O sistema de ignição deve ser capaz de inflamar a mistura comprimida num certo instante e de forma fiável, mesmo em fases de funcionamento transitório onde o movimento da mistura e da relação ar-combustível flutua fortemente. A energia de ignição necessária depende fortemente da relação ar-combustível. Analisando a Fig. 3.4, sendo o heptano o hidrocarboneto mais parecido com a gasolina, verifica-se uma energia mínima de ignição de 1 mJ para uma riqueza estequiométrica – valores em condições padrão: p = 100 kPa; T = 298,15 K. No entanto, a pressão dentro de uma câmara de combustão no instante antes de saltar a faísca de ignição é da ordem dos 8-13 bar, tais pressões influenciam a energia mínima de ignição. Segundo [9], verifica-se que um aumento de pressão diminui a energia mínima de ignição. O facto de se utilizarem velas com maior distância entre os eléctrodos, uma maior projecção do eléctrodo da vela ou mesmo um menor diâmetro do eléctrodo central, melhora consideravelmente a qualidade de ignição. 27 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 3.4. Energia mínima de ignição [mJ] em função da riqueza para várias misturas de ar-combustível [9]. A unidade de controlo do sistema de ignição tem a capacidade de determinar quando se deve ligar o circuito primário da bobina, o ângulo e a duração do fecho (regulação automática do ângulo de Dwell), deve deixar passar tempo necessário para que a corrente primária alcance o seu valor óptimo sem ter em conta o regime de funcionamento do motor e, por sua vez, induzir alta tensão no circuito secundário. Esta unidade de controlo utiliza-se juntamente com uma bobina de baixa resistência primária, produzindo corrente de arranque elevada com baixas tensões na bateria, sem necessidade de resistência compensadora. O sistema de ignição é constituído pelos seguintes componentes: Vela de ignição. A vela de ignição utilizada tem a referência: NGK CMR6H; Bobina de ignição, é neste elemento que é gerada a corrente eléctrica que permite à vela de ignição soltar uma faísca. A bobina de ignição utilizada foi fornecida pela Haltech e é uma unidade que funciona a 12V; Módulo de ignição, esta unidade tem a capacidade de determinar quando se deve ligar o circuito primário, o ângulo e a duração do fecho, devendo ainda deixar passar o tempo necessário para que a corrente primária alcance o seu valor óptimo sem ter em conta o regime de funcionamento do motor. O módulo de ignição utilizado tem a referência: BOSCH 1 227 022 008. 28 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 3.5 Sistema de arrefecimento Dada a aplicação em questão e devido ao facto de não haver necessidade de arrefecimento do motor durante a prova, não haveria necessidade de implementar um sistema de arrefecimento do motor. Durante a prova é conveniente que o motor esteja completamente isolado, e suficientemente quente, levando a que a viscosidade do óleo não atinja valores abaixo dos quais as perdas por atrito sejam significativas. No entanto, na fase de testes (em contínuo) é necessário implementar um sistema de arrefecimento adequado para manter estáveis as temperaturas e assim ter resultados experimentais válidos e reprodutíveis. Assim, o sistema de arrefecimento que melhor responde a estes objectivos é o sistema de arrefecimento a água por ter maior condutibilidade que o ar para extracção do calor. 3.6 Sistema de lubrificação O lubrificante e o sistema de lubrificação têm as seguintes funções [10]: 1. Reduzir a resistência de fricção do motor ao mínimo para garantir a máxima eficiência mecânica; 2. Protecção do motor ao desgaste; 3. Contribuir para o arrefecimento do motor e das regiões do motor onde o trabalho por fricção é perdido; 4. Remover todas as impurezas das zonas lubrificadas. O sistema de lubrificação utilizado para a lubrificação das superfícies de contacto êmbolocilindro foi o sistema convencional de chapinhagem, em que a cambota ao rodar bate com a superfície livre do óleo no cárter, criando gotículas e vapores que se depositam nas paredes do êmbolo e cilindro. Para as chumaceiras das árvores de cames e para os rolamentos da distribuição não foi implementado nenhum sistema de lubrificação em circuito fechado com bomba de óleo, porque o motor não trabalhar em contínuo durante longos períodos em condições normais de operação, permitindo assim reduzir as perdas e diminuir os consumos. 29 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO QUATRO 4 Modelação do ciclo termodinâmico em Motores de Combustão Interna (MCI-SI) O objectivo deste capítulo é fazer uma introdução à modelação em MCI-SI e fazer a descrição dos modelos matemáticos relevantes para a criação do modelo, no qual é baseado o programa computacional utilizado, “4SSI” que permitiu fazer as simulações e optimização necessárias ao projecto e concepção do motor, que está na base desta dissertação. Os modelos de simulação do funcionamento de motores de combustão interna podem ser classificados em dois grupos principais: modelos termodinâmicos não-dimensionais e modelos dimensionais. Os modelos termodinâmicos são muitas vezes referidos como nãodimensionais, porque não tem resolução espacial na descrição particular de uma evolução termodinâmica. Na primeira categoria, os modelos termodinâmicos podem ser classificados em dois subgrupos, baseado na forma como o enchimento do cilindro é tratado: modelos unizona ou modelos multi-zona. Nos modelos uni-zona a temperatura, a pressão e a composição dentro do cilindro são considerados uniformes em toda a câmara de combustão. Este tipo de modelos uni-zona representa uma ferramenta muito útil de modelação em motores. Nos modelos multi-zona, a mistura dentro do cilindro é dividida em zona de queimados e zona de não-queimados, cada uma das quais sendo tratada como um sistema termodinâmico separado. Existem modelos multidimensionais ainda mais completos que são baseados em dinâmica de fluidos computacional (CFD). Nestes modelos as equações que descrevem o campo de escoamento são resolvidas numericamente em vários cenários. O código KIVA, por exemplo, tem capacidade para calcular fluxos tridimensionais dentro dos cilindros com qualquer geometria arbitrária do pistão, incluindo os efeitos da turbulência, injecção de 30 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL combustível e transferência de calor através das paredes do cilindro. Estes modelos particulares baseados são bastante caros e requerem poderosos recursos computacionais. 4.1 Programa de simulação: “4SSI” O programa “4SSI” é um programa de modelação não-dimensional (modelação termodinâmica) com discretização apenas no tempo, neste caso em ângulos de cambota , e com valores médios no espaço. A vantagem desta modelação é a economia de tempo e memória de cálculo. As desvantagens estão directamente relacionadas com a não discretização espacial das diversas variáveis. Assim, não é possível simular a formação de heterogeneidades, por exemplo, a nível da mistura dos diversos gases dentro do cilindro. O modelo desenvolvido é influenciado por um número elevado de processos fenomenológicos que ocorrem a montante, no interior e a jusante do cilindro. É necessário modelar esses processos e as influências recíprocas entre eles e o comportamento do gás no interior do cilindro. Considera-se a análise termodinâmica no interior do cilindro dividida em cinco fases: admissão, compressão, combustão, expansão e escape. (vd. Fig. 4.1) Considera-se o volume de controlo limitado por 5 superfícies distintas: paredes laterais do cilindro, coroa do êmbolo, cabeça do cilindro, válvula de admissão, válvula de escape com temperaturas uniformes e distintas para cada uma delas. Os modelos utilizados descrevem as mudanças termodinâmicas e químicas da mistura durante os processos de admissão, compressão, combustão, expansão e escape e têm como objectivo prever algumas características de operação de motores tais como: binário ao freio, potência, consumo específico, pressão média efectiva e outros. Se os resultados obtidos com estes modelos corresponderem aos observados experimentalmente, estes podem ser utilizados para optimização da configuração do motor ou optimização de desempenho. 31 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 4.1. Estrutura lógica na simulação termodinâmica de um ciclo real de um motor de combustão interna. O ponto de partida para o modelo de simulação do ciclo de funcionamento de um motor a 4 tempos é a 1ª lei da termodinâmica aplicada ao volume do cilindro para processos de admissão, compressão, combustão, expansão e escape, que nesta sequência descrevem o ciclo de operação do motor. Para cada um destes processos, usam-se sub-modelos que descrevem as características geométricas do cilindro e das válvulas, as propriedades termodinâmicas e de transporte dos gases queimados, a transferência de massa e calor pelas fronteiras do sistema e o processo de combustão. A pressão no cilindro em cada instante é obtida através do conhecimento da temperatura do gás no cilindro, número de moles e volume do cilindro através da equação de estado de um gás perfeito, que é uma aproximação perfeitamente aceitável face às elevadas temperaturas atingidas [1]. O trabalho realizado pelos gases no cilindro sobre a vizinhança num ciclo é dado pela Eq. 4.1: W pdV (4.1) O cálculo da composição e actualização das propriedades são fundamentais para a obtenção de resultados correctos. Os resultados globais e, principalmente os resultados durante a execução do ciclo são fortemente dependentes dos valores das propriedades do gás. O programa de simulação de ciclo termodinâmico 4SSI, tem ainda em conta: influência da duração da combustão, rendimento volumétrico, trocas de calor do gás para as paredes do cilindro e vice-versa, propriedades dos frescos e queimados em função da riqueza, as 32 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL interacções dos escoamentos que se estabelecem nas condutas de admissão e escape quando existem cruzamento de válvulas e o levantamento das válvulas em função do tempo. 4.1.1 Dados de entrada 1. Diâmetro do cilindro /mm; 2. Curso do êmbolo /mm; 3. Relação comprimento da biela/raio de manivela da cambota; 4. Relação de compressão; 5. Número de rotações da cambota por minuto /rpm; 6. Ângulo de abertura da válvula de admissão /graus APMS; 7. Ângulo de fecho da válvula de admissão /graus DPMI; 8. Ângulo de abertura da válvula de escape /graus APMI; 9. Ângulo de fecho da válvula de escape /graus DPMS; 10. Ângulo de avanço de ignição /graus APMS; 11. Riqueza da mistura ar-combustível; 12. Perda de carga na válvula de borboleta /Pa; 13. Altura de folga da câmara de combustão /m; 14. Relação DB/B da câmara de combustão; 15. Diâmetro da cabeça da válvula de admissão /m; 16. Levantamento máximo da válvula de admissão /m; 17. Diâmetro da cabeça da válvula de escape /m; 18. Levantamento máximo da válvula de escape /m; 19. Largura da sede da válvula de admissão /m; 20. Largura da sede da válvula de escape /m; 21. Ângulo da sede da válvula de admissão /grau; 22. Ângulo da sede da válvula de escape /grau; 23. Diâmetro da haste da válvula de admissão /m; 24. Diâmetro da haste da válvula de escape /m; 25. Relação área da cabeça do cilindro/área da secção transversal do cilindro; 26. Relação distância máxima percorrida pela chama/área da secção transversal do cilindro; 27. Índice de octano do combustível pelo método research; 33 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4.1.2 Resultados calculados 1. Binário ao freio /N.m; 2. Consumo específico ao freio /(g/kW.h) 3. Potência ao freio /W; 4. Trabalho por ciclo /J 5. Rendimento volumétrico; 6. Ângulo de duração da combustão /deg; 7. Pressão média efectiva ao freio /Pa; 8. Trabalho de bombagem /J; 9. Fracção de gases residuais; 10. Factor de detonação; 11. Pressão média efectiva de fricção /Pa; 12. Velocidade média do êmbolo /(m/s); 13. Celeridade de chama laminar nas condições padrão /(m/s); 14. Celeridade de chama turbulenta /(m/s); 15. Pressão máxima no cilindro /(Pa); 16. Celeridade de chama laminar corrigida para a pressão e temperatura média dos gases frescos /(m/s) 17. Celeridade de chama corrigida para a fracção de gases residuais /(m/s); 18. Celeridade de chama efectiva média, relativamente a um referencial ligado ao motor /(m/s); 19. Rendimento de combustão. 20. Densidade de fluxo médio de calor transferido para o êmbolo /(W/m2) A Fig. 4.2 mostra a interface gráfica de apresentação de resultados no programa 4SSI. 34 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 4.2. Interface gráfica de apresentação de resultados no programa 4SSI (n = 4000 rpm; = 0,75; TI = 15º; WOT) 4.2 Modelação dos processos envolvidos em MCI-SI de 4 tempos feita no programa “4SSI” 4.2.1 Admissão O propósito dos processos de admissão e escape é remover os gases queimados no final da expansão e introduzir mistura fresca para o ciclo seguinte. Este processo de troca de gases afecta o desempenho e as emissões de um motor de combustão interna, e por isso requer especial atenção na sua modelação. A quantificação deste processo é medida pelo rendimento volumétrico, que depende do escoamento nas condutas de admissão e de escape e especialmente nas válvulas. Basicamente a modelação dos processos de trocas gasosas compreende dois aspectos: um é a modelação do escoamento nas condutas de admissão e escape e outro é a modelação do escoamento em torno das válvulas. As válvulas representam a mais importante restrição ao escoamento nos sistemas de admissão e escape. A área de escoamento instantâneo depende do levantamento e geometria das válvulas, cabeça, assento e haste. A quantidade de mistura fresca admitida durante a fase de admissão depende dos seguintes factores: a. Resistência aerodinâmica do sistema de admissão, o que reduz a pressão da mistura um incremento p ; 35 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL b. Presença de produtos da combustão no cilindro ou gases residuais que ocupam parte do seu volume; c. Trocas de calor da mistura fresca admitida com a superfície do sistema de admissão, paredes da câmara combustão e gases residuais, que resultam num aumento de temperatura, T da mistura fresca. Desde o início da admissão – instante em que a válvula de admissão abre – até ao fim da admissão – instante em que a válvula de admissão se fecha, é admitida massa no cilindro. Durante o processo de admissão, os gases residuais expandem, misturando-se com a mistura fresca admitida, reduzindo assim a quantidade de mistura fresca admitida. Para o volume correspondente ao início da admissão, o número de moles de gases residuais, n gr , que ocupam este volume inicial é obtido através da equação dos gases perfeitos, Eq. 4.2: ngr , patmV , com = IVO RuTgr (4.2) Para o cálculo do número de moles de gases residuais, n gr , considera-se a quantidade que existe no cilindro no momento de abertura da válvula de admissão, = IVO . O número de moles no interior do cilindro em cada instante, em função do ângulo de posição da cambota, n , é dado pela Eq. 4.3: m n n 1 fr , M fr m b , t Mb t (4.3) Com n 1 n gr , para = IVO (4.4) b 0 , Considera-se m fr 0 , quando se trata de mistura fresca que entra no cilindro e m para o caso de gases queimados que saem do cilindro no caso de haver cruzamento de válvulas. A massa de gases frescos admitidos, m fr , , é dada pela Eq. 4.5: m fr , m fr , m fr , 1 m fr , t (4.5) O fim do processo de escape ocorre quando se verificam simultaneamente as condições: 36 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 720º e pc patm . No caso de haver sobreposição de fases, poderão gases de escape m queimados voltar a entrar na fase de admissão, daí o termo, b, Mb t na Eq. 4.3. A massa de gases queimados expulsos, mb , no caso do processo de escape ainda não ter terminado é dada pela Eq. 4.6. mb, mb , mb, 1 m b, t (4.6) O intervalo de tempo correspondente ao incremento angular ( 1) é dado pela Eq. 4.7: t t t 1 (4.7) A massa molar da mistura fresca, M fr , pode ser obtida a partir da equação estequiométrica dos gases reagentes e é dada pela Eq. 4.8. k M fr xi M i x f M f xO 2 M O 2 x N 2 M N 2 (4.8) i 1 Onde xi é fracção molar do componente i da mistura e Mi é a sua massa molar. A composição da mistura fresca é obtida da equação dos gases reagentes, Eq. 4.9: Ca H b a b / 4 O2 3, 773 N 2 produtos (4.9) Sendo que: Número de moles de combustível, Ca Hb , n f 1 mol ; Número de moles de O2 , nO2 ab/4 mol ; Número de moles de N2 , nN 2 ab/4 3,773 mol . A fracção molar dos componentes da mistura fresca é dada pela Eq. 4.10 a Eq. 4.12: ~ xf 1 a b/4 1 4,773 (4.10) 37 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL xO2 ab/4 ab/4 1 4, 773 (4.11) xN 2 a b/4 3, 773 ab/4 1 4, 773 (4.12) A massa molar da mistura no cilindro, M mix , , para cada ângulo de rotação da cambota é dada pela Eq. 4.13: M mix , n 1M mix , 1 m fr t m b t m m n 1 fr t b t M fr Mb (4.13) A massa molar dos queimados, Mb , será tratada mais à frente e depende da riqueza da mistura fresca. Aquecimento da mistura pelo sistema de admissão e pelas paredes do cilindro Quando a mistura se move através do sistema de admissão e para dentro do cilindro, esta entra em contacto com as paredes quentes e com os gases residuais que ficaram na câmara de combustão do ciclo anterior e sofre um aumento de temperatura T . O grau de aquecimento depende da velocidade de entrada da mistura, da duração da admissão, da diferença de temperatura entre a mistura e as paredes e da composição, massa e temperatura dos gases residuais. A variação de temperatura, T devida à transferência de calor é tratada mais à frente. A temperatura da mistura em função de , durante o processo de admissão, T , é dada pela Eq. 4.14: Tmix , T0 mmix , 1c p, mix , 1 T 1 T0 m fr , tc p , fr , T fr , T0 m b, tc p,b, Tb, T0 mmix , 1c p, mix , 1 m fr , tc p , fr , m b, tc p ,b, T (4.14) 38 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Perdas de carga no sistema de admissão Durante o tempo de admissão, devido a perdas de carga em cada parte do sistema de admissão a pressão dentro do cilindro, pc , é inferior à pressão atmosférica, patm . Esta diminuição da pressão é a soma da pressão perdida em cada componente do sistema de admissão. Para cada componente a diminuição de pressão é dada pela equação de Bernoulli, Eq. 4.15: p j j 1 2 v j 2 (4.15) Em que j é o coeficiente de resistência para cada componente, que depende das suas características geométricas, e v j é a velocidade local, assumindo o fluxo quase estático v j que está relacionado com a velocidade média do êmbolo pela Eq. 4.16: v j A j S p Ac (4.16) Onde A j é a área mínima do fluxo, que consideramos como sendo a área mínima de passagem do escoamento no componente do sistema de admissão em questão, e Ac é a área da secção transversal do cilindro. Assim, a perda de pressão é dada pela Eq. 4.17: p atm p c p j (4.17) O processo de abertura das válvulas pode ser definido através de equações que descrevem o levantamento da válvula em função do ângulo de rotação da cambota, A área mínima instantânea do fluxo através da válvula de admissão depende do levantamento da válvula e das características geométricas da cabeça, sede e haste da válvula. Segundo Kaster et al. (1963), existem três estágios separados para o desenvolvimento da área mínima do fluxo quando se procede ao levantamento da válvula. No início do levantamento, a área mínima do fluxo corresponde a um tronco de cone (com a face cónica entre a válvula e a sede da válvula) perpendicular à sede da válvula. Para este estágio é válida a Eq. 4.18: w Lv 0 sin . cos (4.18) A área mínima é dada pela Eq. 4.19: 39 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL L Am Lv cos Dv 2 w v sin 2 2 (4.19) Onde é o ângulo da sede da válvula, Lv é o levantamento da válvula, Dv é o diâmetro da cabeça da válvula (diâmetro exterior da sede da válvula) e w é a largura da sede da válvula que é a diferença entre o raio exterior e interior da sede da válvula. Para o segundo estágio, a área mínima continua a ser a superfície de um tronco cónico circular, mas a sua superfície deixa de ser perpendicular à sede da válvula. O ângulo da base do cone aumenta de (90 )º para o ângulo de um cilindro, 90º. Para este estágio é válida a Eq. 4.20: D 2 D 2 2 s 2 p w 4.Dm 1/ 2 w.tan Lv w sin .cos (4.20) A área mínima é dada pela Eq. 4.21: Am Dm Lv w.tan 2 w 2 1/ 2 (4.21) Onde D p é o diâmetro interior da sede da válvula, Ds é o diâmetro da haste da válvula e Dm é o diâmetro médio da sede da válvula ( Dv w) Quando o levantamento da válvula é suficientemente grande a área mínima do fluxo deixa de ser entre a cabeça da válvula e a sede, passando a ser a área correspondente ao diâmetro interior da sede da válvula menos a área da haste da válvula. Neste estágio é válida a Eq. 4.22: 1/ 2 D 2 D 2 2 s Lv p w2 4.Dm w.tan (4.22) A área mínima é dada pela Eq. 4.23: Am 2 D p Ds2 4 (4.23) O escoamento através da válvula de admissão pode ocorrer em dois regimes: regime subsónico ou regime sónico. O regime subsónico verifica-se quando a velocidade do gás na menor secção de passagem da válvula é subsónica, e ocorre quando se verifica a seguinte condição: pT 2 ( 1) p0 1 (4.24) 40 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL O regime sónico ocorre quando a velocidade do gás na menor secção de passagem da válvula é sónica, e ocorre quando se verifica a condição seguinte: pT 2 ( 1) p0 1 (4.25) Em condições de regime sónico o caudal mássico através da válvula de admissão só depende das condições a montante da válvula, e é dado segundo [1], pela equação Eq. 4.26: ( 1) C A p 2 2 ( 1) m D R 1 / 20 1 / 2 ( RT0 ) 1 (4.26) No caso do regime subsónico, o caudal através da válvula depende das condições a montante e a jusante da válvula, e é dado segundo [1], pela Eq. 4.27: 1/ C A p p m D R 1/20 T ( RT0 ) p0 1/ 2 2 p ( 1)/ 1 T 1 p0 (4.27) Se a pressão no interior do cilindro for maior que a pressão na porta da válvula, o escoamento dá-se no sentido do cilindro para a porta da válvula, se a pressão no interior do cilindro for menor que a pressão na porta da válvula, o escoamento dá-se no sentido da porta da válvula para o cilindro. Em ambos os casos p0 é a pressão a montante da válvula e pT é a pressão a jusante da válvula, definidos de acordo com o sentido do escoamento. Nas equações anteriores, C D é o coeficiente de descarga, que se assumiu como sendo 0 ,6 quando o escoamento se dá da porta da válvula para o cilindro e de 0,7 quando se dá do cilindro para a porta da válvula. AR é a área de referência que aqui se considerou como sendo a área mínima de passagem do gás na válvula. 4.2.2 Compressão A fase de compressão desenvolve-se entre o instante em que a válvula de admissão fecha e o instante em que salta a faísca na vela de ignição. No início deste tempo considera-se que o gás no interior do cilindro é uma mistura de ar, gasolina e gases residuais. No fim da admissão, a fracção de gases residuais é dada pela Eq. 4.28: ~ x gr n gr n gr n fr (4.28) 41 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Em que: n gr = número de moles de gases residuais no cilindro + gases queimados que podem entrar na fase de admissão, no caso de cruzamento de válvulas; n fr = número de moles de gases frescos admitidos no cilindro durante a fase de admissão; A partir do valor da riqueza da mistura admitida calcula-se a composição da mistura fresca e dos gases residuais, o que permite conhecer a fracção molar de todos os gases que compõe a mistura: gasolina, O2 , N2 , CO2 , H2 , H2O e CO . As fracções molares de cada componente da mistura são calculadas de acordo com as equações 4.10 a 4.12: Os gases residuais são constituídos por vários compostos que variam de acordo com a riqueza da mistura. Para uma mistura estequiométrica ou pobre, 1, 00 é válida a Eq. 4.29: b a b b 3, 773 b 1 4 CaHb (O 2 3, 773N 2 ) aCO 2 H 2 O a N 2 a 1 O 2 2 4 4 (4.29) O número total de produtos, n p , é dado pela Eq. 4.30: np a b b 4,773 a 1 2 4 (4.30) A fracção molar de cada um dos produtos formados é dada pelas Eq. 4.31 a Eq. 4.34: xCO 2 a nP (4.31) xH 2 O b/2 nP (4.32) x N2 xO 2 3,773 b a 4 nP b1 a 1 4 nP (4.33) (4.34) Para misturas ricas, 1 é válida a Eq. 4.35: 42 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL b a ab/4 4 Ca Hb (O2 3,773N 2 ) wCO2 xCO yH 2O zH 2 3,773 N2 (4.35) O número de moles dos produtos é dado pela Eq. 4.36: b a4 nP w x y z 3, 773 (4.36) O problema fica com quatro incógnitas (w, x, y, z), pelo que para o resolver é necessário empregar balanços aos elementos C, H e O e utilizar a constante de equilíbrio da equação dos gases de água, K T , que é dada pela Eq. 4.37 [11]. ( pCO2 / pº )( pH2 / p º ) w z 1 K T ( pCO / pº )( pH2O / pº ) x y (4.37) O uso da Eq. 4.37 permite a construção de um sistema de equações não lineares (quadráticas). Resolvendo o balanço dos elementos em termos do coeficiente desconhecido w, vem: x aw (4.38) ab/4 y 2 wa (4.39) a b/ 4 b z 2 wa 2 (4.40) Substituindo as Eq. 4.38 a Eq. 4.40, na Eq. 4.37 dá uma equação quadrática em w cuja solução é dada pela Eq. 4.41: a b / 4 1 b 2 1 a 2 K T w 1 2 1 K T 1/ 2 2 a b / 4 1 a b / 4 2 1 b 4 1 2 1 a 1 a 2a 2 K (T ) K T 1 K T 2 1 K T (4.41) 43 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL As fracções molares podem ser expressas em termos de w e são dadas pelas Eq. 4.42 a Eq. 4.45: xCO 2 xCO w nP (4.42) x aw nP nP a b/ 4 2 w a y xH2O nP np a b/4 b 2 w a 2 z xH2 nP np (4.43) (4.44) (4.45) A constante de equilíbrio K T pode ser determinada a partir da curva ajustada às tabelas JANAF [12], é dada pela Eq. 4.46[1]: 1, 761103 1, 611 106 0, 2803 109 ln K T 2, 743 T T2 T3 (4.46) Onde T está expresso em K. Segundo McBride e Gordeon [13], para cada espécie química, o calor específico molar a pressão constante é função da temperatura, e é dado pelos polinómios: c op ,i T Ru a1iT 2 a2 iT 1 a3i a4iT a5iT 2 a6iT 3 a7 iT 4 (4.47) Assumindo que os gases têm um comportamento de gás ideal, temos: cv ,i c p ,i Ru (4.48) O valor de c p e cv da mistura, para cada espécie i, e para cada ângulo são dados pelas equações seguintes: x c x M x c x M c p, i , i , cv , p ,i , i , v ,i , i , (4.49) i (4.50) i O valor de da mistura para cada ângulo de rotação da cambota, , é calculado pela Eq. 4.51: 44 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL c p , (4.51) cv , A massa molar da mistura, Mmix ,é dada pela Eq. 4.52: M mix xi M i (4.52) A massa da mistura, mmix ,é obtida pela Eq. 4.53: m mix ( n gr n fr ) M mix (4.53) O processo de compressão foi considerado como uma sucessão de processos de compressão elementares constituídos por um processo de compressão adiabático e reversível seguido de um processo de transferência de calor a volume constante. Para o processo de compressão adiabático e reversível (isentrópico) elementar é possível relacionar o estado inicial e final pela Eq 4.54. TV 1 Tad , 1V 1 1 (4.54) Na compressão considera-se o valor de dado pela Eq. 4.46 e admite-se que a temperatura de início da compressão é igual à temperatura do gás no fim da admissão. O calor transferido da superfície da câmara de combustão para o gás durante a compressão, segundo Heywood (1988) pode ser dado pela Eq. 4.55. 5 Q A j , hc, (Tw , j T ) t (4.55) j 1 Onde, t é o tempo para a cambota rodar o incremento de ângulo considerado. A explicação detalhada desta expressão, dos símbolos utilizados e o cálculo do coeficiente hc da transferência de calor são tratados no parágrafo 4.2.6. Ao variar o volume de V para V 1 calcula-se primeiro a temperatura de compressão adiabática correspondente à variação de volume, depois adiciona-se a variação de temperatura devida à transferência de calor. Com essa temperatura calcula-se a nova constante adiabática. T V 1 Tad , 1V 1 1 (4.56) Com: 45 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL T 1 Tad , 1 T (4.57) Onde T Q cv .m (4.58) Sabendo a temperatura real, e uma vez que durante a compressão o número de moles é constante, pela equação dos gases perfeitos, pode determinar-se a pressão em cada instante, dada por: P 1 n 1 Ru T 1 V 1 (4.59) 4.2.3 Combustão O processo de combustão ocorre através de um processo de propagação de chama onde se verificam mudanças de estado e de movimento dos gases queimados e não queimados. A libertação de energia durante o processo de combustão não é constante no tempo, tendo velocidades baixas no início e fim da mesma. Durante a combustão, a pressão no cilindro aumenta devido principalmente ao aumento de temperatura dos gases no cilindro provocado pela libertação de energia química do combustível. Cada elemento da mistura ar-combustivel que é queimado, a sua massa volúmica diminui cerca de um factor de 4 [1]. A expansão dos gases comprime a mistura não queimada junto à frente de chama na direcção das paredes da câmara. Desta forma, os elementos da mistura não queimados, que queimam em instantes diferentes têm diferentes pressões e temperaturas durante o processo de combustão. Todo o processo é variável em termos de composição e velocidade ao longo do tempo. Celeridade de chama laminar A celeridade de chama laminar é definida como a componente normal à frente de chama da velocidade com que os gases não queimados se movem relativamente à frente de chama sob condições de escoamento em regime laminar. A celeridade de chama laminar para temperatura e pressão da mistura fresca diferentes dos valores de referência são dados pela seguinte lei de potência: 46 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL T p S L S L ,0 u , T0 p0 (4.60) Onde T0 298 K e p0 1 atm são respectivamente a temperatura e pressão de referência; S L ,0 , e são funções da riqueza da mistura, que para a gasolina, são dadas por: 2,4 0, 271 3,51 (4.61) 0,357 0,14 2,77 (4.62) S L ,0 Bm B ( m ) 2 (4.63) Onde m é a riqueza da mistura para a qual a celeridade da chama laminar tem o valor máximo com o valor de Bm . Os valores de m , Bm , B foram obtidos ajustando um polinómio de 2º grau pelo método dos mínimos quadrados aos resultados experimentais de celeridade laminar de chama de misturas ar-gasolina à temperatura inicial da mistura de 300 K e à pressão inicial da mistura de 1 atm [1]. Os valores utilizados foram: Bm 0,35614 m/s B 1, 4151 m/s m 1,13 Na presença de gases residuais queimados no cilindro verifica-se uma redução substancial na celeridade de chama laminar. A presença de gases queimados na mistura fresca admitida reduz o poder calorífico por unidade de massa da mistura, reduzindo assim a temperatura de chama adiabática. A evolução da celeridade de chama laminar com a fracção molar de gases residuais é essencialmente independente da riqueza da mistura, pressão e temperatura dentro do intervalo de interesse em motores, sendo dada pela Eq. 4.64 [1]: S L ( xb ) S L ( xb )(1 2, 06 xb 0,77 ) (4.64) Onde xb é a fracção molar de gases queimados. De notar que para igual capacidade calorífica adicionada a uma mistura não-queimada, a fracção molar de gases residuais têm muito mais influência na celeridade de chama laminar 47 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL que tem o excesso de ar. A variação da celeridade de chama laminar de uma mistura estequiométrica para uma mistura pobre com 0,8 é reduzida cerca de 23 %. Adicionando a mesma capacidade calorífica em termos de gases queimados, a velocidade de chama laminar é reduzida 55 % [1] Evolução da celeridade de chama com a intensidade de turbulência Para câmaras de combustão abertas, na ausência de “swirl”, como a utilizada no modelo desenvolvido, a intensidade de turbulência no ponto morto superior é igual a cerca de metade de velocidade média do êmbolo [16], [17]: u F (PMS) 0,5 S p (4.65) A celeridade de chama turbulenta, Sb, , é dada pela Eq. 4.61, obtida por ajustamento de uma recta aos pontos apresentados na Fig. 4.3. [1]. Sb , u (PMS) p S L ( xb ) 1 1,5 F S L xb pm, 0,75 (4.66) Onde pm , é dada por: TI pm, V pTI TI V (4.67) Onde p m , é a pressão no cilindro no caso de não ocorrer ignição da mistura. Fig. 4.3. Evolução da relação entre a celeridade de chama turbulenta e a celeridade de chama laminar com a intensidade de turbulência 48 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Relação entre velocidade média de expansão dos gases queimados e a celeridade de chama A análise termodinâmica dos dados da pressão dentro do cilindro permite-nos definir alguns parâmetros geométricos úteis na obtenção das expressões necessárias para a modelação da propagação de chama. Uma boa aproximação para a superfície que define a frente de chama turbulenta é a parte da superfície de uma esfera. Os parâmetros que definem essa superfície dependem das coordenadas do centro de chama ( rc , c , zc ), do raio do círculo mais aproximado da silhueta da frente de chama, rf e da geometria das paredes da câmara de combustão. O raio dos gases queimados, rb , é o raio da superfície esférica dentro da câmara de combustão que contém todos os gases queimados e cujo volume, Vb rb , rc ,c , zc , é função da pressão, p e ângulo de rotação da cambota,θ. Vb rb , rc , c , zc Vb ( p, ) (4.68) A área esférica de queima, Ab , é definida pela Eq. 4.69: Ab Vb ( p , ) rb (4.69) A área de queima laminar, AL , é definida como a superfície que se chama teria se queimasse à celeridade de chama laminar, S L , e é definida pela Eq. 4.70: AL dmb / dt u S L (4.70) Se considerarmos que entre o início e fim da combustão o êmbolo se encontra em posição fixa, todas as variações de volume verificadas, devem-se exclusivamente aos processos de combustão. Neste caso, a velocidade média de expansão dos gases queimados, ub , é dada pela Eq. 4.71: ub Vb / dt Ab (4.71) Uma vez que se trata de um sistema fechado, a velocidade média de expansão dos gases queimados, ub , difere da celeridade de chama, Sb , dada pela Eq. 4.66, uma vez que à medida que a combustão se desenvolve, a expansão dos gases queimados leva a um aumento efectivo da celeridade de chama relativamente ao referencial fixo ao motor. Desta forma, podemos 49 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL definir a velocidade média do gás não queimado junto à frente de chama, u g , que é dada pela Eq. 4.72. (4.72) u g ub S b Uma importante relação entre a fracção de massa queimada, xb mb / m , a fracção de volume ocupado pelos gases queimados, yb Vb / V pode ser obtida a partir das entidades. m mu mb (4.73) V Vu Vb (4.74) E a lei dos gases ideais: xb 1 u b 1 1 yb 1 (4.75) Enquanto a razão de densidades (u / b ) depende da riqueza da mistura, fracção de gases queimados na mistura fresca, temperatura e pressão do gás e o seu valor é perto de 4 para motores de ignição por faísca. Assim, a relação entre ub e Sb é dada pela Eq. 4.76. ub u u / b 1 yb yb Sb b u / b 1 xb 1 (4.76) Quando xb , yb 0 , ub / Sb aproxima-se da razão de expansão u / b . Quando xb , yb 1, ub / Sb 1 Uma vez determinada a velocidade média de expansão do gás, pode calcular-se a duração da combustão, sabendo a distância que a chama tem de percorrer. Considera-se que a distância máxima a percorrer pela chama, para este motor, será de aproximadamente 0, 6 B , tendo em conta a geometria da câmara de combustão. Durante a combustão, a relação de calores específicos vai variar, sendo calculada através da Eq. 4.77. c p , cv , (4.77) A forma de representar a fracção mássica dos queimados, xb, em relação ao ângulo de rotação da cambota é dada pela função de Wiebe, Eq. 4.78: 50 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL xb , 0 m1 1 exp a (4.78) Onde é o ângulo de rotação da cambota; 0 é o ângulo de início da combustão; é a duração total da combustão de xb , 0 até xb , 1 ; a e m são parâmetros ajustáveis, normalmente tomam valores de 5 e 2, respectivamente [1]. O número de moles durante a combustão vai variar, dependendo de xb , , segundo a equação Eq. 4.79: np n nt 1 n fr xb, nr (4.79) Em que nt é o número de moles no final da admissão. np nr é a razão entre o número de moles de produtos e reagentes para a quantidade de mistura fresca admitida que contém uma mole de combustível. n p é o número de moles de produtos da combustão da quantidade de mistura fresca admitida que contém uma mole de combustível; nr é o número de reagentes de combustível da quantidade de mistura fresca admitida que contém uma mole de combustível; n fr é o número de moles de frescos no cilindro quando termina a admissão. A razão entre o número de moles dos produtos e dos reagentes é dada pela equação Eq. 4.80, deduzida e válida para misturas pobres ( 1 ): np nr b 4, 773 (4a b) 4, 773(4a b) 4 (4.80) Ou pela Eq. 4.81, deduzida e válida para misturas estequiométricas e ricas ( 1 ). np nr (4a 2b) (4a b)3, 773 4, 773(4a b) 4 (4.81) Onde é a riqueza da mistura, a e b são respectivamente o número médio de átomos de carbono e hidrogénio nas moléculas de combustível. Para a gasolina considerada nos cálculos a=8,26 e b=15,50, respectivamente. 51 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL A temperatura dos produtos queimados depende da riqueza da mistura e da temperatura inicial da mistura fresca e pode ser determinada através da Eq. 4.82: Tbv ,Tu Tbv ,T0 m Tu T0 (4.82) Onde: m 6,9611 3 - 16,860 2 + 12,523 - 2,2855 (4.83) Válida para 0,7 1, 2 e Tbv ,T0 -2610,6 3 + 4213,0 2 + 70,532 + 1090,2 (4.84) Válida para 0,7 1, 2 A Eq. 4.83 foi obtida do seguinte modo: i. para uma determinada riqueza fixa, variou-se a temperatura dos frescos e determinou-se a temperatura de chama isocórica adiabática; ii. ajustaram-se os pontos do gráfico (temperatura chama isocórica adiabática = f (temperatura de frescos)) por meio de uma recta e determinou-se o seu declive; iii. repetiu-se os pontos i. e ii. para várias riquezas no intervalo 0,7 a 1,2; iv. com os pontos (riqueza, declive) determinados, ajusta-se um polinómio de 3º grau e encontra-se a expressão, m A Eq. 4.84 foi obtida como resultado de um ajustamento polinomial pelo método dos mínimos quadrados aos resultados do programa de cálculo UVFLAME em regime de combustão isocórica para gasolina de composição C8.26 H15.50, com entalpia padrão de formação a 298,15 K igual a -112,702 kJ/mol, para uma temperatura inicial de 298,15 K e uma pressão inicial de 1,0 MPa. Para ter em conta a presença de gases residuais na mistura fresca, a temperatura de chama isocórica adiabática é obtida pela Eq. 4.85: Tbv ,T0 , xgr -2610,6 3 + 4213,0 2 + 70,532 + 1090,2 1 xgr T 720 xgr (4.85) A temperatura dos gases não queimados é dada pela Eq. 4.86: 52 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL TB1, V TTI TI V TI 1 (4.86) Para obter uma aproximação da temperatura média dos gases na câmara de combustão, em função de xb , para cada durante a fase de combustão até o êmbolo chegar ao PMS utilizamos a Eq. 4.87: T , ad TB1, xb , TB 2, TB1, (4.87) TB 2, Tbv,To , xgr m TB1, T0 (4.88) Com A temperatura média dos gases na câmara de combustão, em função de xb , para cada durante a fase de combustão depois do êmbolo chegar ao PMS é dada pela Eq. 4.89: T ,ad TB 2, xb , 1 TB 2, TB1, (4.89) Com TB 2, Tbv,To , xgr m TB1, PMS V T0 PMS V 1 (4.90) Onde TB1, é dado pela Eq. 4.86. As perdas térmicas durante o processo de combustão são calculadas de acordo com a Lei de Annand: 5 Q Aj , hc, , j (Tw, j T )t (4.91) j 1 Onde T Q Cv, m (4.92) Pode calcular-se a variação de temperatura devido à transferência de calor, pela Eq. 4.93: T T ,ad T (4.93) A determinação do coeficiente de convecção de calor é tratada no ponto 4.2.6. 53 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL O valor da pressão em cada é dado pela equação dos gases perfeitos, Eq. 4.94: p n Ru T V (4.94) Durante a combustão, em que se dá a reacção química entre o ar e o combustível, vão estar presentes dentro do cilindro ar, combustível, gases residuais e os produtos da combustão são constituídos por vários compostos que variam consoante a riqueza da mistura. O conhecimento da composição dos gases no interior do cilindro expressa em fracção molar é necessário para o cálculo das propriedades termodinâmicas dos mesmos. O calor específico molar a pressão constante do combustível no estado gasoso presente no cilindro é dado pela Eq. 4.95 [1]. c p , f Af 1 Af 2t Af 3t 2 Af 4t 3 Af 5 (4.95) t2 Com t T (K) /1000 ; Para a gasolina temos: A f 1 24, 078 ; A f 2 253, 63 ; A f 3 201, 68 ; A f 4 64, 750 ; A f 5 0, 5808 Os gases dentro do cilindro são constituídos por vários compostos cuja fracção molar varia com o avanço da combustão, de acordo com as Eqs. 4.96 a 4.102. x f x f , fr 1 x gr 1 xb x 1 x x (4.96) 1 x x xO2 xO2 , fr 1 xgr xO2 , gr .x gr 1 xb xO2 , p xb (4.97) xN2 (4.98) N2 , fr x x x gr x N 2 , gr gr 1 x x b x N2 , p b xCO2 xCO2 , gr x gr 1 xb xCO2 , p xb (4.99) xH2O (4.100) xCO xH2 H 2 O, gr CO, gr H 2 , gr x gr b x gr 1 xb xCO, p xb x H 2 O, p b x gr 1 xb xH2 , p xb (4.101) (4.102) Tal como na compressão, as propriedades termodinâmicas são calculadas de acordo com as mesmas equações. 54 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4.2.4 Expansão A expansão está compreendida entre o fim da combustão e o instante de abertura da válvula de escape. Nesta fase, estão apenas presentes os gases queimados. As propriedades termodinâmicas dos gases queimados são calculadas pelo mesmo método utilizado no cálculo das propriedades termodinâmicas dos gases do cilindro na fase de compressão. A viscosidade dos gases queimados, b , é dada segundo Heywood pela Eq. 4.103. 3,3 107 Tb 0,7 b 1 0, 027 (4.103) O nº de moles considerado durante a fase de expansão é constante e igual ao presente no final da fase de combustão. O processo de expansão, à semelhança do processo de compressão, foi considerado como uma sucessão de processos de expansão elementares constituídos por um processo de expansão adiabático e reversível seguido de um processo de transferência de calor a volume constante. Para o processo de expansão adiabático e reversível (isentrópico) elementar é possível relacionar o estado inicial e final pela Eqs. 4.104 a 4.106. TV 1 Tad , 1V 1 1 (4.104) Com: T 1 Tad , 1 T T Q cv , .m (4.105) (4.106) O calor transferido, Q , é determinado pelo mesmo método utilizado durante a fase de compressão, mas utilizando as propriedades dos produtos da combustão. Sabendo a temperatura real, e uma vez que durante a expansão o número de moles é constante, pela equação dos gases perfeitos, pode determinar-se a pressão em cada instante pela Eq. 4.107: P 1 n 1 Ru T 1 V 1 (4.107) 55 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4.2.5 Escape Ao iniciar-se o escape, o número de moles no interior do cilindro vai diminuir, sendo o número de moles em cada instante dado por: n n 1 m b , Mb (4.108) t Onde Mb = Massa molar dos gases queimados; t t t 1 No início do escape n 1 n fc , com n fc número de moles no final da combustão. Utiliza-se novamente uma expressão de aproximação para o cálculo da temperatura, agora em função do volume molar, visto que se assume que mesmo depois de se iniciar o escape, a expansão dos gases no interior do cilindro continua a ser isentrópica. 1 V T n 1 V T 1 1 n 1 (4.109) Em que é o ângulo de rotação da cambota. Tal como anteriormente, calcula-se a variação da temperatura devida à transferência de calor, sendo todos os parâmetros calculados como anteriormente. Apenas se tem em conta que devido ao escape se altera a massa de instante para instante, sendo agora calculada através do produto do número de moles n pela massa molar. Para o cálculo das perdas de carga no sistema de escape, utiliza-se o mesmo método seguido para o processo de admissão, variando apenas as propriedades dos gases envolvidos que neste caso são apenas gases queimados e considerando as perdas de carga associadas à geometria do sistema de escape. No caso de haver cruzamento de válvulas, o que implica uma sobreposição das fases de admissão e escape, são consideradas as equações válidas para as duas fases em simultâneo. 4.2.6 Transferência de calor em motores de combustão interna (MCI) O tratamento das perdas térmicas em MCI é muito importante, pelo que é essencial que seja bem modelada. Existem diversas abordagens possíveis [18], a implementada no programa 56 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4SSI segue um modelo tradicional, proposto por Annand [19], com correlações para a média especial do coeficiente de transferência de calor por convecção instantâneo. A lei de Annand é apresentada como: S p B hc B a k b (4.110) Onde 0,35 a 0,80 , b 0,70 No código utilizou-se a = 0,64. A condutibilidade térmica do gás é calculada usando Eq. 4.111. k 9 5 cv 4 (4.111) A viscosidade dinâmica do ar é dada pela Eq. 4.112. ar 3,3 10 7 T 0 , 7 (4.112) A viscosidade dinâmica dos produtos da combustão é dada por: p ar 1 0, 027 (4.113) A condutibilidade térmica do gás é dada por: k xb k p (1 xb ) k r (4.114) A viscosidade dinâmica do gás é dada por: x p p (1 xb ) r (4.115) Onde xb é a fracção mássica de gases queimados. O calor transferido do gás na câmara de combustão para as paredes da câmara de combustão quando a cambota está na posição angular definida pelo ângulo , considerado é dado pela Eq. 4.116, onde Tw , j varia consoante a superfície. 5 Q A j , hc, (Tw , j T ) t (4.116) j 1 Onde, t é o tempo para a cambota rodar o incremento de ângulo considerado. Tw , j é a temperatura da superfície j que constitui a câmara de combustão. As várias superfícies que constituem a câmara de combustão são: j 1 Paredes do cilindro j 2 Válvula de escape 57 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL j 3 Válvula de admissão j 4 Coroa do êmbolo j 5 Cabeça do cilindro A área da parede do cilindro varia com , e é dada pela Eq. 4.117: Aw,1 BL R 1 cos ( R2 sin 2 )1 / 2 2 (4.117) As áreas relativas às outras superfícies j=2 a j=5, são dadas pelas Eq. 4.118 a Eq. 4.121. Aw ,2 Dve2 4 (4.118) Aw ,3 Dvi2 4 (4.119) (no caso de êmbolo plano) 2 Aw,4 B 4 Aw,5 B K ch Aw,2 Aw,3 4 (4.120) 2 (4.121) Onde Kch é a razão entre a área da calote da cabeça do cilindro e a área da secção transversal do cilindro. A variação de temperatura do gás no cilindro devido à transferência de calor na rotação da cambota do ângulo ( 1) para é dada pela Eq. 4.122: T Q m cv, (4.122) 4.2.7 Detonação Os MCI estão sujeitos à detonação, sendo para isso importante saber em que condições de funcionamento o motor detona. Têm sido desenvolvidos e usados dois tipos de modelos deste processo de auto-ignição: (1) correlações empíricas do tempo de indução; (2) mecanismos químicos que incorporam muitas ou todas as características do processo completo de oxidação de um hidrocarboneto. 58 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL As correlações de tempo de indução são derivadas ajustando uma função de Arrhenius a dados medidos de tempo de indução ou auto-ignição, para uma dada mistura ar-combustível, nos intervalos de pressão e temperatura relevantes da mistura. Assim, o tempo de indução, , dado pela Eq. 4.123: B Ap n exp T (4.123) A correlação mais extensivamente testada é a proposta por Douaud and Eyzat [21], que para misturas ar-gasolina é expressa pela Eq. 4.124, e resulta do trabalho realizado ao longo de muitos anos no Instituto Francês do Petróleo. RON 5, 717 10 100 2 3,402 3800 p 1,7 exp T (4.124) Com em s, p em Pa e T em K. Neste modelo assume-se que a detonação ocorre quando se verifica: tFC tTI dt 1 A implementação deste modelo permite efectuar diversos tipos de estudos (influência do combustível, temperatura das paredes, do coeficiente de transferência de calor, etc) e garantir que nos pontos de funcionamento previstos o motor não detona. Fig. 4.4. Evolução do factor de detonação de um MCI-SI de 31,65 cm3 com a velocidade de rotação da cambota, riqueza da mistura e avanço de ignição 59 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Ainda que não tenha sido feito nenhum registo da evolução da pressão no motor, quando este está em detonação, a Fig. 4.5, retirada de [22], mostra a pressão no cilindro para um ciclo com forte ocorrência de detonação, onde o limite de 1,0, imposto acima é largamente excedido. Fig. 4.5. Registo da pressão no cilindro de um motor em detonação, Modo D, (PFI-TC), 7000 rpm, 11:1 [22] Nesse mesmo estudo é possível observar os efeitos nefastos que tem o fenómeno de detonação no êmbolo do motor, (vd. Fig. 4.6) Fig. 4.6. Efeitos adversos da ocorrência de detonação no êmbolo do motor [22]. 60 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4.2.8 Rendimento volumétrico No sistema de admissão o filtro de ar, a válvula de borboleta (em MCI-SI), a conduta de admissão, a porta da válvula de admissão e a válvula de admissão – restringem a quantidade de ar que um motor de uma determinada cilindrada pode introduzir nos cilindros. O parâmetro que se pode utilizar para medir a eficiência do processo de admissão num MCI é o rendimento volumétrico, v . O rendimento volumétrico é somente utilizado em motores de quatro tempos, os quais têm fase de admissão distinta. É definido como a razão entre a massa de ar efectivamente admitida no cilindro num ciclo e a massa de ar correspondente ao produto do volume cilindrada do motor pela massa volúmica do ar ambiente ou na porta da válvula. É dado pela Eq. 4.125: v ma a ,iVd (4.125) Onde ma é a massa de ar admitida dentro do cilindro por ciclo, a ,i é a massa volúmica do ar de entrada e Vd é o volume cilindrada do motor. O objectivo desta modelação é calcular a quantidade de ar que entra para o cilindro a partir da geometria do motor, do seu tipo, da velocidade de rotação e da posição da válvula de borboleta e o seu valor depende da: pressão parcial no colector de admissão, aquecimento do ar, perdas de carga, perdas sónicas, retorno de ar à admissão, entrada de ar devido à sua inércia e efeitos instacionários nos colectores. A Fig. 4.6 mostra os diversos factores que contribuem para o rendimento volumétrico e a influência de cada um deles com a rotação. Os valores típicos máximos de v para MCI naturalmente aspirados variam entre 80 a 90 %. Fig. 4.6. Diversos factores que afectam o rendimento volumétrico [20] 61 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 4.2.9 Trabalho indicado por ciclo A informação de pressão do gás dentro do cilindro no ciclo de operação de um MCI pode ser usada para calcular o trabalho transferido do gás para o êmbolo. A pressão no cilindro e o correspondente volume através do ciclo do motor podem ser apresentados num gráfico p-V, como se apresenta na Fig. 4.7. Fig. 4.7 Gráfico p-V obtido com o programa de modelação para um motor de 31,65 cm3, às 4000 rpm, condições de MBT e WOT. O trabalho indicado por ciclo, por cilindro, W c ,i ,cil é obtido por integração da curva do diagrama p-V para obter a área interior do diagrama e é dado pela Eq. 4.126: Wc ,i ,cil pdV (4.126) Onde: p é a pressão no interior do cilindro V é o volume do cilindro 4.2.10 Potência indicada por cilindro A potência indicada por cilindro, Pi ,cil , é relacionada com o trabalho por ciclo pela Eq. 4.127: 62 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Pi ,cil Wc ,i ,cil N (4.127) nR Onde nR é o número de revoluções da cambota por cada ciclo de trabalho. Para motores de quatro tempos nR 2 ; para motores a dois tempos nR 1 . 4.2.11 Binário indicado por cilindro O binário indicado por cilindro, Ti ,cil , é relacionada com trabalho por ciclo pela Eq. 4.128. Ti ,cil Wc,i ,cil (4.128) 2 nR A potência indicada por cilindro, Pi ,cil , é relacionada com o binário indicado por cilindro Ti, cil pela Eq. 4.129. Pi ,cil Ti ,cil 2 N (4.129) 4.2.12 Pressão média efectiva indicada, imep O binário é um parâmetro de desempenho que mede a capacidade de um motor executar trabalho e que depende da cilindrada. Um parâmetro muito utilizado na medição do desempenho de um motor é obtido dividindo o trabalho por ciclo pelo volume cilindrada. O parâmetro obtido é de força por unidade de área, também chamado de pressão média efectiva (mep). A pressão média efectiva indicada é relacionada com o trabalho por ciclo indicado por cilindro pela Eq. 4.130. imep[kPa] Wc ,i ,cil [J] 103 Vd , cil [m3 ] (4.130) 4.2.13 Rendimento mecânico Existe uma parte do trabalho indicado por ciclo que é utilizado para introduzir gases frescos e expelir gases queimados do cilindro. Uma parte adicional desse trabalho é usada para vencer os atritos dos rolamentos, êmbolo e outros componentes mecânicos presentes no 63 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL motor. Todos estes requisitos de potência estão agrupados na chamada potência de fricção, Pf. A razão entre a potência ao freio fornecida pelo motor, Pb, e a potência indicada, Pi, é designada de rendimento mecânico, m , e é dada pela Eq. 4.131: m P Pb 1 f Pi Pi (4.131) Embora difícil de determinar com exactidão, a potência de atrito, por cilindro, Pi,cil pode ser estimada recorrendo à avaliação do trabalho de atrito nos principais componentes do motor, sendo Pf,cil dado pela Eq. 4.132. Pf , cil Wc , f , cil N nR (4.132) Sendo W c , f , cil o trabalho de atrito por ciclo e por cilindro. O trabalho de atrito por ciclo e por cilindro, W c , f , cil é dado pela soma dos trabalhos de atrito por ciclo e por cilindro dos seguintes componentes do motor: i. Entre êmbolo e segmentos e cilindro do motor; ii. Rolamentos principais da cambota; iii. Rolamentos da cabeça da biela; iv. Chumaceiras do pé da biela; v. Rolamentos da árvore de cames; A seguir é descrita a teoria para o cálculo dos atritos entre êmbolo e segmentos e cilindro do motor, baseada na Lei de Newton para escoamentos viscosos. A tensão de atrito viscosa sobre o elemento j para o ângulo de rotação da cambota , j é dada pela Lei de Newton, Eq. 4.133. j S p , dv T o dy ej (4.133) Onde e j é a espessura do filme lubrificante entre o elemento j e o cilindro, S p , é a velocidade instantânea do êmbolo para o ângulo , e To é a viscosidade dinâmica do óleo lubrificante para a sua temperatura. A força de atrito viscosa, F j , para o elemento j para o ângulo de rotação da cambota , é dada pelo produto da tensão viscosa, j , pela área de contacto A j : 64 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL (4.134) F j j A j A viscosidade do óleo em função da temperatura é dada pela Eq. 4.135. 313,15 K T [Pa.s] T 313,15 K exp k T 1 T[K ] (4.135) Para o óleo Shell Helix Ultra X SAE 0W30 T 313,15 K 0, 0442 Pa.s k T 10, 830 O trabalho viscoso é igual ao produto da força viscosa pelo deslocamento de êmbolo quando a cambota gira do ângulo ( 1) para o ângulo , é dado pela Eq. 4.136. W j F j ( s s 1 ) (4.136) O trabalho viscoso total entre êmbolo e segmentos e cilindro para um cilindro é dado pelo somatório de todos os trabalhos elementares de todas as forças viscosas actuando entre todos os elementos do êmbolo e segmentos e o cilindro e para todos os deslocamentos elementares do êmbolo num ciclo completo. n 720 Wc , f ,es ,cil W j (4.137) j 1 1 O trabalho de atrito nas chumaceiras do pé da biela é dado pelas Eq. 4.138 a Eq. 4.143. W f , cpb , nchp cpb Acpb rcpb ( 1 ) (4.138) ncpb 2 ncil (4.139) cpb oleo d Dcpb dt 2 ecpb (4.140) (4.141) Acpb Dcpb wcpb rcpb Dcpb (4.142) 2 W f ,cpb , ncpb (Toleo ) Dcpb d Dcpb Dcpb wcpb ( 1 ) dt 2 ecpb 2 (4.143) O ângulo da biela, , para o ângulo de rotação da cambota é dado por: 65 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL a sin arcsin l (4.144) A derivada temporal de é estimada pela diferença finita centrada dada por: d 1 1 dt t 1 t 1 (4.145) O trabalho de atrito numa chumaceira do pé da biela por ciclo é dado por: 720 Wc , f ,cpb, cil W f ,cpb , (4.146) 1 Os restantes trabalhos de atrito (rolamentos principais da cambota, rolamento da cabeça da biela e rolamentos da árvore de cames), por se tratar de atritos de rolamento, a metodologia da seguida pela SKF, baseada no cálculo dos momentos de atrito. 4.2.14 Potência ao freio A potência ao freio por cilindro, Pb ,cil , é relacionada com o trabalho por ciclo ao freio, por cilindro, pela Eq. 4.147: Pb, cil Wc ,b, cil N nR (4.147) 4.2.15 Binário ao freio O binário ao freio por cilindro, Tb,cil , é relacionado com o trabalho por ciclo ao freio por cilindro pela Eq. 4.148: Tb ,cil Wc ,b, cil 2 nr (4.148) 4.2.16 Pressão média efectiva ao freio A pressão média efectiva ao freio, bmep , é relacionada com o trabalho por ciclo ao freio por cilindro pela Eq. 4.149: 66 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL bmep[kPa] Wc ,b , cil [J] 103 Vd , cil [m3 ] (4.149) 4.2.17 Relação ar/combustível A relação ar/combustível, A / F é a relação entre a massa de ar e a massa de combustível na mistura reagente. Tendo em conta a composição da mistura reagente é dada pela Eq. 4.151. Ca H b ab/ 4 (O2 +3,773N 2 ) produtos a b/4 (2 15, 9994 3, 773 2 14, 0067) A/ F 12, 01115 a 1, 00797 b (4.150) (4.151) 4.2.18 Caudal mássico de combustível O caudal mássico de combustível admitido no motor é dado pela Eq. 4.152. m f m mix A / F 1 (4.152) 4.2.19 Consumo específico de combustível indicado O consumo específico de combustível indicado é dado pela Eq. 4.153. isfc m f Pi (4.153) 4.2.20 Consumo específico de combustível ao freio O consumo específico de combustível ao freio é dado pela Eq. 4.154. 67 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL bsfc m f Pb (4.154) 4.2.21 Rendimento de conversão de combustível indicado O rendimento de conversão de combustível indicado é dado pela Eq. 4.155. f ,i 3600 isfc[g/kWh]QLHV [MJ/kg] (4.155) 4.2.22 Rendimento de conversão de combustível ao freio O rendimento de conversão de combustível ao freio e dado pela Eq. 4.156. f ,b 3600 bsfc[g/kWh]QLHV [MJ/kg] (4.156) 68 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO CINCO 5 Simulação e optimização dos parâmetros do motor utilizando o programa “4SSI”[23] O presente capítulo pretende apresentar os resultados obtidos pelo programa de simulação e o estudo de optimização que foi feito. Este estudo foi iniciado por um trabalho desenvolvido no âmbito da disciplina de Seminário da Licenciatura em Engenharia Mecânica, FCTUC [3]. O objectivo é determinar a arquitectura óptima para o motor, recorrendo unicamente a modelação numérica. Parâmetros como: cilindrada, relação curso/diâmetro, ângulo de abertura e fecho das válvulas são determinados com o objectivo da obtenção do mínimo consumo específico para as condições previstas na gama de operação do motor. 5.1 Validação dos resultados teóricos obtidos com o programa “4SSI”, utilizando o motor Honda GX160 O primeiro estudo de validação do programa utilizado e confronto de resultados teóricos e experimentais, foi feito no âmbito da Tese de Mestrado de Oliveira, A. [24]. Os resultados do binário ao freio mostram uma boa correlação para regimes entre as 1500 rpm e as 3500 rpm, (vd. Fig. 5.1). 69 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 5.1. Curvas comparativas de resultados obtidos por modelação e por via experimental com o motor Honda GC160 [24] 5.2 Determinação da geometria óptima 5.2.1 Volume cilindrada Com o objectivo de identificar os parâmetros críticos e assim obter o máximo desempenho do Eco Veículo XC20i durante a prova foi utilizado um código computacional [25] que simula o comportamento do carro durante a competição. Este programa de computador além de ser usado para simular e optimizar a estratégia de condução do veículo no circuito, foi também utilizado para a determinação do volume cilindrada óptimo baseados nas curvas características do binário e consumo específico ao freio de uma família de motores possíveis com cilindradas no intervalo 20 a 40 cm3. O algoritmo usado é baseado num método energético integral e tem em conta a topologia do circuito em cada ponto da trajectória do veículo, a energia cinética e potencial gravítica do veículo, o trabalho das forças não conservativas de atrito de rolamento dos pneus, de travagem dos pneus a curvar, aerodinâmicas e das forças de propulsão do motor. Toma também em conta a relação de transmissão e o rendimento do sistema de transmissão do veículo, a influência das condições ambientais como temperatura, pressão, massa volúmica e 70 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL viscosidade do ar. Todos estes parâmetros de entrada são medidos experimentalmente ou calculados. As curvas polinomiais de binário ao freio e consumo específico a diferentes velocidades de rotação foram geradas por um programa computacional “4SSI”, para uma configuração de motor típica de baixos consumos específicos mantendo constantes: relação curso/diâmetro, relação de compressão, ângulos de abertura e fecho das válvulas, levantamento de válvulas, etc. Todo o estudo de determinação do volume cilindrada óptimo, foi já sujeito a avaliação para publicação em revista científica, (Ref. [26]). A seguir são apresentados os resultados do desempenho do veículo em função da cilindrada do motor para uma estratégia de condução de 4 ligações por volta no circuito de Nogaro onde decorreu a Shell Eco-Marathon de 2000 a 2008 e de forma a cumprir a velocidade média mínima permitida de 30 km/h, vigente nas edições de 2003 a 2008. Fig. 5.2. Evolução do desempenho em função da cilindrada do Eco Veículo XC20i: determinação da cilindrada óptima. 5.2.2 Relação curso/diâmetro Fixando a cilindrada em 31,65 cm3, procedeu-se à determinação da relação curso/diâmetro mais vantajosa para a cilindrada em causa. Depois de estimada uma velocidade de rotação média do motor em prova, fizeram-se vários estudos para várias relações curso/diâmetro, com relação de compressão fixa. Para cada ponto de L/B, foi 71 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL optimizado o consumo específico variando o instante de ignição (TI) e a riqueza ( ). Depois de vários testes exaustivos concluiu-se que o motor tinha consumo mínimo para uma relação de compressão de 15,0, onde a relação curso/diâmetro óptima situa-se entre 1,0 e 1,2. A partir de uma curva de regressão linear de grau 3, verificou-se que a relação curso/diâmetro mínima é de 1,12 (vd. Fig. 5.3) Embora a relação de compressão de 15,0 seja considerada elevada para motores de ignição por faísca, os resultados obtidos pela simulação mostram não existir perigo de ocorrer detonação. Fig. 5.3. Influência da relação L/B no consumo específico para uma relação de compressão de 15,0 e para uma cilindrada de 30,0 cm3 Determinada a relação curso/diâmetro que minimiza o consumo específico (1,12), a relação de compressão de 15,0 e estabelecida a cilindrada aproximada de 30 cm3, a utilização de um êmbolo de diâmetro de 33,0 mm, para a relação curso/diâmetro determinada obtém-se um curso de 37,0 mm, obtendo-se uma cilindrada de 31,65 cm3. Tendo o motor os parâmetros geométricos mais determinantes definidos (curso e diâmetro), pretende-se optimizar todos os restantes parâmetros geométricos e de operação do motor com o objectivo de minimizar o consumo específico ao freio do motor no intervalo de velocidade de rotação de utilização do motor na prova. 72 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 5.2.3 Optimização da distribuição Para ângulos fixos de fecho da válvula de admissão e de abertura da válvula de escape, com valores de 60º e 30º, respectivamente, procedeu-se à optimização da abertura da válvula de admissão e fecho da válvula de escape (cruzamento de válvulas). Depois de realizadas as simulações necessárias, chegou-se a um ângulo óptimo de abertura da válvula de admissão, IVO = 10º APMS e um ângulo de fecho da válvula de escape, EVC = 0º DPMS. De seguida, optimizaram-se os ângulos de fecho da válvula de admissão (IVC) e abertura da válvula de escape (EVO) com os valores anteriormente obtidos. Após as várias simulações verificou-se que o consumo específico óptimo se verifica para IVC = 75º DPMI e EVO = 44º APMI [3]. 5.2.4 Considerações finais utilizadas: 1) Imposição do diâmetro das válvulas: recorreu-se à utilização das válvulas do motor Honda GX25, que são válvulas de grande diâmetro, com cerca de 37 % do diâmetro do êmbolo utilizado, e de haste de pequeno diâmetro, permitindo assim uma boa respiração do motor; 2) Recorrendo à simulação, não se verificou grande influência do levantamento das válvulas, desde que não fosse inferior a determinado valor; 3) Relação ACCAC, razão entre a área da cabeça do cilindro e a área da secção transversal do cilindro. Este parâmetro deve ser o menor possível porque reduz a área de transferência de calor na câmara de combustão aumentado desta forma a eficiência do sistema. Para esta relação foi utilizado o valor de 1,6866. 4) A relação entre a distância máxima percorrida pela chama e o diâmetro do cilindro, LFB deve ser o menor possível, ou seja 0,5 B. Pelo facto de se utilizarem apenas duas válvulas de grande diâmetro, por questões geométricas, optou-se por utilizar duas fontes de ignição, aumentado assim para duas as frentes de chama. Desta forma, pelo facto da câmara de combustão ser uma câmara de baixa turbulência torna mais rápida a queima da mistura. Pelo facto de se utilizarem duas velas de ignição a distância LFB considerada é de 0,6 B. 73 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 5.2.5 Resumo: Configuração final de projecto sugerida pela modelação A Tabela 5.1 mostra os valores de alguns dos principais parâmetros obtidos pela modelação e resultantes do processo de optimização dos diversos parâmetros. B /mm 33,0 Lve /m 0,00295 L /mm 37,0 Dvi /m 0,012318 l/a 3,73 Dve /m 0,012138 rc 15,0 i /deg 45 IVO /deg 10 BTDC e/deg 45 IVC /deg 75 ABDC ACCAC 1,6866 EVO /deg 44 BBDC LFB 0,6 B EVC /deg 0 ATDC RON 95 Lvi /m 0,00315 Óleo Lub. 0W30 Tabela 5.1. Resultados obtidos do processo de modelação e optimização de parâmetros Após a determinação de todos os parâmetros geométricos do motor que minimizam o seu consumo específico, estudou-se qual a variação com o regime do motor e a interacção com outros parâmetros de funcionamento como riqueza, avanço de ignição, etc. Assim para cada regime em estudo, procurou-se fazer a optimização dos parâmetros de afinação como: riqueza da mistura e avanço de ignição. Todo este estudo permite prever se o programa de simulação se comporta conforme o esperado por comparação com curvas típicas experimentais presentes na literatura e em certa medida estudar a maneira da evolução das variáveis em estudo para de forma mais rápida proceder à afinação experimental do motor. Para cada riqueza e regime de funcionamento do motor, são optimizados os avanços de ignição correspondentes ao ponto de máximo binário, MBT. Ponto que corresponde ao mínimo consumo específico. A Fig. 5.4 mostra a determinação do ponto MBT, fazendo variar o TI para uma velocidade de rotação de 3000 r p m , uma riqueza de 0,80 e em condições de válvula de borboleta completamente aberta (WOT). 74 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 5.4. Evolução do binário e consumo específico ao freio, para a configuração de motor considerada no ponto 5.2.5, às 3000 r.p.m, 0,8 , W De seguida, fez-se variar a riqueza e avaliou-se a sua influência no consumo específico ao freio do motor. A Fig. 5.5 mostra a curva de evolução do consumo específico ao freio em função do avanço de ignição, para várias riquezas da mistura. Da união dos pontos MBT, verifica-se que tal como era de esperar que à medida que se empobrece a mistura, os avanços óptimos tendem a aumentar. Fig. 5.5. Evolução do consumo específico com o avanço de ignição para riquezas de 0,75 a 1,00, para regimes de 3000 r p m, WOT. 75 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL De seguida fez-se variar a velocidade de rotação do motor e estudou-se a influência do avanço de ignição no binário ao freio obtido, para uma riqueza da mistura fixa e igual a = 0,80. Os resultados são apresentados na Fig. 5.6. Os resultados mostram que para o intervalo de velocidades em estudo o binário tende a aumentar com a rotação, bem como o avanço óptimo ou ponto de binário máximo. Fig. 5.6. Evolução do avanço de ignição para pontos de MTB, riqueza 0,80 Após determinados os avanços correspondentes aos pontos MBT, para uma riqueza de 0,80 e para várias velocidades de rotação foi traçada a curva bsfc e Tb em função da velocidade de rotação. (vd. Fig. 5.7) Nota: Resultados foram obtidos considerando uma temperatura média do óleo no cárter de 100 ºC, temperatura média do óleo no êmbolo e nos segmentos de 120 ºC e espessura do filme lubrificante entre os segmentos e o cilindro de 4 m 76 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 5.7. Evolução do binário e consumo específico ao freio em função da velocidade de rotação (riqueza = 0,75, pontos optimizados para MBT em condições de WOT) A determinação da pressão máxima verificada por ciclo é essencial para cálculo das cargas existentes no êmbolo, rolamentos, chumaceiras, biela. O valor desses esforços é depois utilizado no programa de cálculo estrutural, que servirá para estudo e optimização de todos os elementos estruturais sujeitos a esforços no motor. A Fig. 5.8 mostra a evolução da pressão no cilindro com o ângulo de rotação da cambota, bem como os pontos de abertura e fecho das válvulas. Fig. 5.8. Evolução da pressão no cilindro, pc, em função do ângulo de rotação da cambota para n = 4000 rpm, MTB e WOT. 77 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO SEIS 6 Projecto e análise estrutural por elementos finitos (FEA), utilizando o ANSYS 6.1 Projecto e análise estrutural (FEA) do êmbolo sob condições de serviço O êmbolo é o componente principal do motor na conversão da energia química contida no combustível em energia mecânica que será transmitida à cambota por meio da biela. É um componente que tem que suportar tensões elevadas sob condições de temperaturas elevadas. O êmbolo é considerado o componente crítico de um MCI e a previsão do seu comportamento mecânico e térmico sob condições de serviço requer especial cuidado na fase de projecto. A escolha do material para o êmbolo é feita de acordo com a sua rigidez e resistência mecânica, massa volúmica, características de desgaste e propriedades de expansão térmica. O projecto do êmbolo do motor começa com a definição de uma primeira aproximação para a sua geometria num Software CAD-3D, neste caso em concreto o Autodesk Inventor Profissional 11, logo à partida com valores médios para os principais parâmetros, referidos na literatura sobre o assunto. Detalhes como: reduzir ao mínimo a área da saia do êmbolo, diminuindo assim a área de contacto entre o êmbolo e as paredes do cilindro e reduzir a distância da côroa do êmbolo ao primeiro segmento foram tidos em conta logo na fase inicial de projecto. A Tabela 6.1 mostra valores típicos para êmbolos de MCI-SI, que foram tidos em conta para primeira aproximação ao projecto do êmbolo [27]: 78 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tabela 6.1. Valores típicos para os principais parâmetros de projecto de êmbolos Parâmetro MCI-SI Relação Altura/Diâmetro, Altura 1º Segmento/Diâmetro, Espessura coroa/Diâmetro, Altura saia/Altura total, Diâmetro exterior êmbolo /Diâmetro, 0,90-1,30 (1,15) H D h D hcr D H2 H do cavilhão do dext D 0,06-0,09 (0,07) 0,07-0,08 (êmbolos fundidos) 0,68-0,74 (0,72) 0,24-0,28 (0,26) Nota: Os valores entre parêntesis indicam os valores médios [27]. Após a fase de definição da primeira aproximação para a geometria, o modelo criado é importado para um software de análise estrutural por elementos finitos (FEA), o ANSYS. São definidas as condições de fronteira de origem mecânica: esforços ou forças aplicadas, sob condições limite de operação (calculadas), e condições de origem térmica, como calor recebido pelo êmbolo dos produtos da combustão ou transferido para a película de óleo que o circunda. Foram feitos estudos com dois tipos de materiais possíveis para a manufactura do êmbolo [28]: ferro fundido nodular 65-45-12 e liga de alumínio A390-T5. O ferro fundido tem a vantagem de ter baixo coeficiente de expansão térmico e maior resistência a altas temperaturas que a maioria das ligas de alumínio. Também a baixa condutibilidade térmica do ferro fundido leva a que maior quantidade de calor possa ser convertido em trabalho útil, pois uma menor taxa de calor pode ser desperdiçada para o sistema de arrefecimento. Por outro lado, dado a maior massa volúmica do ferro fundido leva a um maior nível de vibrações devido às elevadas acelerações do movimento do êmbolo. O alumínio por seu lado, tem relação resistência/peso elevada, mas grande condutibilidade térmica, elevado coeficiente de expansão térmico e perda de propriedades mecânicas a altas temperaturas. Ambos os materiais têm diferentes características com aspectos positivos e negativos. As análises FEA para o êmbolo, levadas a cabo para estes dois materiais prevêem o seu comportamento sob as condições de serviço, servindo desta forma como uma ferramenta de selecção do material que mais se adequa. 79 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 6.1.1 Caracterização dos materiais Liga de Alumínio A390-T5 A liga de Alumínio A390 é uma liga hipereutética da qual o silício é o maior elemento de liga. O baixo coeficiente de expansão térmica comparado com as outras ligas, e a grande dureza devido às partículas de silício [29] torna esta liga muito usada em êmbolos. As ligas hipereutéticas para pistões aumentam a resistência à fadiga, aumentam a resistência a riscos laterais, baixam o coeficiente de atrito e têm boas propriedades de resistência ao desgaste, quando comparadas com outras ligas. A Tabela 6.2 apresenta algumas das propriedades mecânicas e térmicas da liga de Alumínio A390-T5 [30], que têm de ser inseridas na definição dos materiais para serem feitas as análises. Tabela 6.2. Propriedades mecânicas e térmicas da liga de Alumínio A390-T5 Coeficiente de Poisson 0.33 Módulo de Elasticidade /GPa 81.2 Massa volúmica /(kg/m3) a 20ºC 2730 Condutibilidade Térmica /(W/m.K) a 25ºC 134 Coeficiente de Expansão Térmica (100-300ºC) /(1/ºC) 18.0E-06 - 22.5E-06 Calor Específico /(J/kg.K) 963 at 100ºC Tensão de Ruptura /MPa @ 25ºC 280 Tensão Limite Elástica /MPa @ 25ºC 240 Tensão Limite de Fadiga /MPa (5e8 cycles R.R Moore Test) 110 Liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12 A liga de ferro fundido nodular é uma liga com grande percentagem de silício como elemento de liga, intencionada para o uso a altas temperaturas ou quando um componente é sujeito a cargas térmicas cíclicas. A estrutura ferrítica permanece estável a altas temperaturas, de modo que não ocorrem significativas transformações minimizando as tensões que levam ao aparecimento de fendas e distorções nos componentes acabados. 80 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Algumas das principais propriedades mecânicas e térmicas da Liga Ferro Fundido Nodular 65-45-12 [31], são apresentadas na Tabela 6.3: Tabela 6.3. Propriedades mecânicas e térmicas da Liga de Ferro Fundida Nodular 65-45-12 Coeficiente de Poisson 0.33 Módulo de Elasticidade /GPa 168 Massa Volúmica /(kg/m3) a 20ºC 7100 Condutibilidade Térmica /(W/m.K) a 25ºC 36 Coeficiente de Expansão Térmica (100-300ºC) /(1/ºC) 12,8E-06 Calor Específico a 100ºC /(J/kg.K) 494 Tensão de Ruptura /MPa @ 25ºC 448 Tensão Limite Elástica /MPa @ 25ºC 310 Tensão Limite de Fadiga /MPa (50 % tensão de ruptura) 224 6.1.2 Condições de fronteira As condições de fronteira a utilizar para as FEA sob condições de serviço foram calculadas utilizando o programa “4SSI”, programa que aborda de forma pormenorizada todos os processos dentro do cilindro, incluindo: combustão, transferência de calor, evolução de pressão, propagação de chama e outros. Os resultados obtidos utilizando o programa “4SSI”, para as condições de fronteira térmicas e mecânicas necessárias para FEA, foram obtidos com o motor operando com válvula de borboleta completamente aberta (WOT) a 5000 rpm, com um avanço de ignição de 10º BTDC, com uma riqueza, 0, 74 . i. Pressão Máxima no Cilindro, pmax 9,0 MPa ii. Fluxo de Calor Médio por Ciclo, Qc 405, 0 kW/m 2 Outras condições de fronteira, como calor perdido pelas paredes do êmbolo e superfície interior do mesmo, foram calculadas tendo em conta expressões básicas de transmissão de calor e outras usadas pelo programa “4SSI”: 81 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Condições ou Propriedades Térmicas e Geométricas: Temperatura média do líquido refrigerante: Tc = 90 ºC Temperatura média das paredes do cilindro: Tcw = 100 ºC Temperatura média das paredes do êmbolo: Tpw = 150 ºC Distância média entre êmbolo e o cilindro: l = 60E-6 m Condutibilidade térmica do filme lubrificante: k = 134E-3 W/m K Dos resultados apresentados em [28], mostram que o coeficiente de convecção para as paredes do cilindro, é hcw 2333 W/m 2 K ; O coeficiente de convecção calculado para a parte interior do êmbolo em contacto com o óleo do cárter é ho 750 W/m 2 K . 6.1.3 Análise e Estudo de optimização paramétrico utilizando o ANSYS Parâmetros geométricos como área da saia, diâmetro do cavilhão, raio de concordâncias e espessura da coroa do êmbolo foram optimizados utilizando o ANSYS. O objectivo do uso desta ferramenta de FEA é auxiliar a fase de projecto do êmbolo simulando as condições de operação de forma mais detalhada possível, permitindo assim diminuir o risco de ruptura para um determinado número de ciclos admitidos. Para a criação do modelo, foi usado um software CAD-3D (Autodesk Inventor Professional 11). As análises foram feitas depois do modelo ter sido importado para o ANSYS, onde depois da definição das condições de fronteira, tipos de contacto, foram determinadas as tensões, deformações e distribuição de temperaturas ao longo do êmbolo (vd. Fig. 6.1). As condições de contacto são formadas quando os corpos se encontram, neste caso e para o êmbolo foi considerado que existe contacto entre o cavilhão e o êmbolo. Dependendo do tipo de contacto, a análise pode ser linear ou não linear. 82 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 6.1. Modelo do êmbolo Dois tipos de condições limites foram analisados: i. Êmbolo em condições de arranque do motor a frio; ii. Êmbolo em condições de operação limite. Para o primeiro caso – êmbolo em condições de arranque do motor a frio – as análises feitas pretendem prever o estado de tensão do êmbolo nas fases transitórias de arranque a frio e de que forma diferem das condições de operação limites, em regime permanente. Neste caso foram consideradas apenas cargas mecânicas, considerando todo o êmbolo a uma temperatura uniforme de 25º. Para a situação do êmbolo em condições limite de operação, é considerado o êmbolo sujeito a solicitações mecânicas e térmicas máximas no ponto crítico dentro da gama de operação do motor. Estas duas condições de carga representam duas condições extremas de funcionamento para o êmbolo. A situação de êmbolo em condições de arranque a frio representa a condição de funcionamento em que o motor é ligado a frio e colocado (instantaneamente) a 5000 rpm, com válvula de borboleta completamente aberta (WOT). Na outra situação o motor está em condições de regime permanente a 5000 rpm com WOT. A Fig. 6.2 mostra uma evolução comparativa da tensão máxima equivalente e da massa para um êmbolo de Liga de Alumínio A390-T5 e de Liga de Ferro Fundido 65-45-12. 83 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 6.2. Análise comparativa da tensão máxima equivalente (von Mises) e da massa do êmbolo para Liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12 e para a Liga de Alumínio A390-T5, em condições extremas de carga) Os valores mais altos da tensão equivalente são verificados para o êmbolo feito com a Liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12, verificando-se em ambas as situações redução da tensão máxima verificada quando se aplicam cargas térmicas. Estes resultados mostram a importância do aquecimento prévio do motor antes de o submeter a cargas elevadas, melhorando assim o nível de tensões a que o êmbolo está sujeito e melhorando o comportamento tribológico na zona de contacto com o cavilhão. Para o estudo e optimização de alguns parâmetros que influenciam o nível de tensões no êmbolo, foram feitas diversas análises, variando um parâmetro de cada vez. Através deste estudo, foi possível escolher o melhor valor para cada parâmetro tendo em conta o nível de tensões no êmbolo e a sua massa. O objectivo é obter a relação margem de segurança/massa do êmbolo o maior possível. Os resultados apresentados deste estudo de parametrização dizem respeito apenas ao êmbolo feito na Liga de Alumínio A390-T5. Igual estudo foi realizado para o êmbolo na Liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12. No final será apresentado estudo comparativo para estes dois materiais. 84 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Todo este estudo de optimização e modelação de tensões e deformações só foi possível graças à utilização do ANSYS, que para além do cálculo das deformações e tensões máximas originadas por cargas térmicas e mecânicas, permite também determinar a sua distribuição espacial em cada componente. A Fig. 6.3 mostra a distribuição das tensões equivalentes no embolo da liga de A390T5, solicitado com uma pressão de 9,0 MPa e uma carga térmica de Qc 405, 0 kW/m 2 Fig. 6.3 Distribuição de tensão equivalente para o êmbolo da liga A390-T5, com cargas térmicas Como resultado da carga térmica aplicada e das condições de fronteira definidas, a distribuição de temperatura no êmbolo da liga A390-T5, pode ser visualizado da Fig. 6.4. Fig. 6.4 Distribuição da temperatura para o êmbolo em ligada A390-T5 85 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Diâmetro do cavilhão do êmbolo O primeiro parâmetro analisado foi o diâmetro do cavilhão do êmbolo porque é na zona de contacto entre o êmbolo e o cavilhão que temos as máximas tensões. Pretende-se estudar a influência deste parâmetro no nível de tensões no êmbolo. Os resultados são apresentados na Fig. 6.5. Fig. 6.5. Evolução da tensão máxima equivalente (von Mises) verificada nas bossas do êmbolo, com o diâmetro do cavilhão. A redução do diâmetro do cavilhão do êmbolo de 12 mm para 8 mm aumenta o nível de tensão equivalente duas vezes. A tensão limite de fadiga para o Alumínio A390-T5, e para uma temperatura de 150 ºC - zona onde se verifica a tensão máxima – é de 154 MPa. Verificou-se que, apenas com um êmbolo com um cavilhão de diâmetro de 12 mm permite ter factor de segurança superior à unidade. Espessura da coroa Um dos parâmetros mais importantes no projecto de êmbolos é a espessura da coroa (vd. Fig. 6.6). Este importante parâmetro influencia um grande número de variáveis: tensão máxima equivalente, deformações direccionais, temperaturas máximas e outras variáveis. 86 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 6.6. Indicação do parâmetro em análise: espessura da coroa A Fig. 6.7 mostra a evolução da tensão máxima equivalente, no ponto de máxima tensão equivalente, no ponto de máxima temperatura e na região onde as bossas do êmbolo se fundem na parte inferior da coroa do êmbolo. Fig. 6.7. Evolução da tensão máxima equivalente com a espessura da coroa do êmbolo em 3 pontos críticos distintos O aumento da espessura da coroa leva a um pequeno aumento da tensão máxima equivalente na zona da região da bossa. O nível de tensão no ponto de máxima temperatura e para o ponto onde as bossas se fundem com a coroa do êmbolo diminuem substancialmente com o aumento da espessura da coroa. Devido à alta incerteza das propriedades do alumínio a alta temperatura, é conveniente ter um baixo nível de tensões nos pontos onde a temperatura é alta. Apesar do ligeiro aumento da massa do êmbolo, com o aumento a espessura da parede da 87 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL coroa, foi escolhido o valor de 3 mm para a espessura da coroa, reduzindo assim o risco de falhas a alta temperatura onde as propriedades são mais incertas. Evolução da tensão máxima equivalente com o raio de concordância entre as bossas e a coroa do êmbolo Como é mostrado na Fig. 6.8, o aumento do raio de concordância leva a uma diminuição da tensão máxima verificada no êmbolo. Consequentemente para reduzir a tensão máxima equivalente é conveniente usar raios de concordância o maior possível. Fig. 6.8. Evolução da tensão no ponto de máxima tensão equivalente (bossa) com o raio de concordância entre as bossas e a coroa do êmbolo Deformações máximas radiais A previsão das deformações radiais máximas do êmbolo em serviço permite-nos com um maior nível de segurança estabelecer a evolução do raio do êmbolo com a sua altura. O conhecimento das deformações radiais leva a um conhecimento prévio das folgas que existirão entre êmbolo e cilindro sem correr o risco de gripagem do motor permitindo desta forma, trabalhar com tolerâncias mais apertadas. A Fig. 6.9 mostra as deformações direccionais máximas, segundo o eixo dos YY, para o êmbolo feito na liga de Ferro Fundido 65-45-12. Depois das optimizações em ambos os êmbolos, a Fig. 6.10 mostra a evolução da deformação radial com a distância ao topo do êmbolo. As deformações são representadas ao longo da saia do êmbolo, sendo a referência zero o topo do êmbolo. A variação é mais importante para zonas próximas do topo, já que é ai onde os gradientes de temperatura são maiores. 88 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 6.9. Deformação direccional para o êmbolo de ferro fundido nodular 65-45-12 (Eixo dos YY) Fig. 6.10. Evolução da deformação radial segundo o eixo dos YY, para os dois materiais em estudo, com a distância ao topo do êmbolo. Os resultados mostram que usando a Liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12 como material para o êmbolo, as deformações radiais são reduzidas cerca de 10 m. A seguir, na Tabela 6.4 é apresentado um resumo comparativo com a compilação dos resultados em estudo para os dois tipos de materiais em análise. 89 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tabela 6.4 Quadro-sintese dos resultados dos estudos paramétricos efectuados Liga de Liga de Ferro Diferença relativa para a Alumínio A390- Fundido 65-45- Liga de Alumínio A390- T5 12 T5 /% Massa do êmbolo /kg 28,4E-3 71,7E-3 152,46 Massa do cavilhão /kg 18,4E-3 13,2E-3 -28,26 Massa Total (êmbolo+cavilhão) /kg 46,8E-3 84,9E-3 81,41 Forças de inércia a 7000 r p m /N 5785 10494 81,41 Número de nós 65270 59508 -8,83 Número de elementos 40213 35585 -11,51 123 169,6 37,89 Equivalente (PMTE) /ºC 150 145 -3,33 Tensão de Limite de Fadiga (PMTE) /MPa 154 222 44,16 Factor de Segurança (PMTE) 1,25 1,31 4,55 Máxima Temperatura (PMT) /MPa 20 38 90.00 Temperatura Máxima /ºC 198 320 61,62 Tensão limite Fadiga (PMT) /MPa 125 197 57,60 Factor de segurança (PMT) 6,25 5,18 -17,05 ligação Bossas-Coroa (PBC) /MPa 29 86 196.55 Temperatura (PBC) /ºC 187 267 42.78 Tensão Limite de Fadiga (PBC) /MPa 133 210 57.89 4,59 2,40 -47,67 62,1E-6 53,4E-6 -13,95 65,4E-6 54,8E-6 -16,21 Tensão Máxima Equivalente (von Mises) /MPa Temperatura no Ponto de Máxima Tensão Tensão Equivalente (von Mises) no Ponto de Tensão Equivalente (von Mises) no Ponto de Factor de Segurança (PBC) Deformação Máxima Direccional (Eixo XX) /m Deformação Máxima Direccional (Eixo YY) /m 90 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 6.1.4 Conclusões A liga de Ferro Fundido Nodular 65-45-12 tem as vantagens de baixo coeficiente de expansão térmico e grande resistência a alta temperatura, mas têm a desvantagem de elevada massa volúmica. O alumínio por seu lado tem grande relação resistência/peso, mas relativamente fracas propriedades mecânicas a altas temperaturas e sob cargas cíclicas. Os resultados FEA mostram que o cavilhão do êmbolo flecte devido a cargas mecânicas provocadas pela pressão dos gases no cilindro. Como resultado, as pressões de contacto são máximas na zona interior das bossas do êmbolo. Com a aplicação de cargas térmicas ao êmbolo, verificou-se um alívio de tensões na zona interior das bossas. Apesar do êmbolo feito na liga de Alumínio apresentar maiores deformações direccionais – cerca de 14 a 16 % - o êmbolo feito na liga de Ferro Fundido e respectivo cavilhão apresenta cerca de 1,81 vezes mais massa que o êmbolo de alumínio e respectivo cavilhão. Também pelo facto de o êmbolo de Ferro Fundido apresentar maiores temperaturas, reduz a quantidade de massa de ar que entra para o interior do cilindro por ciclo reduzindo assim o seu rendimento volumétrico. Desta forma, este estudo levou-nos a concluir que o material que melhor se adequa a esta aplicação é a Liga de Alumínio A390-T5. 91 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO SETE 7 Resultados Experimentais 7.1 Descrição do banco de ensaios O banco de ensaios tem um funcionamento baseado no princípio da acção-reacção em que é medido o binário que um freio aerodinâmico montado no veio de saída de potência do motor exerce no motor e na estrutura do banco. O banco de ensaios permite medir o binário ao freio, a velocidade de rotação no veio de saída de potência e o consumo de combustível do motor. O banco de ensaios tem um princípio de funcionamento simples e permite obter pontos de funcionamento estáveis do motor, no entanto, apresenta elevada emissão de ruído e não permite variar a carga do motor mantendo a velocidade de rotação do motor constante. A variação da carga faz-se através da variação da dimensão das placas do freio aerodinâmico. O banco de ensaios está equipado com um conjunto de sensores destinados à medição de todas as variáveis importantes de funcionamento do motor: binário ao freio, velocidade de rotação da cambota e várias temperaturas. Estes equipamentos estão ligados a uma placa de aquisição de dados NI PCI-6229, ligada a um PC. Foi feita uma interface em LabView para visualização em tempo real de todas as variáveis medidas. A medição do binário ao freio, que representa um dos parâmetros mais importantes a medir, é feita por um sensor de força tensão-compressão OMEGA LCFA-25 de 25 lbs de carga máxima. A medição da velocidade de rotação do motor é feita através de um sensor de efeito Hall RS 304-172. A medição de temperaturas: cabeça do motor, líquido de refrigeração, óleo de lubrificação, ar ambiente e combustível é feita através de termopares tipo K. A medição do caudal mássico de combustível consumido pelo motor é feita multiplicando a massa volúmica do combustível à temperatura em que este é admitido no 92 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL motor pelo caudal volúmico de combustível consumido pelo motor. O caudal volúmico de combustível consumido pelo motor é medido dividindo um volume de combustível préestabelecido pelo tempo que o motor demora a consumi-lo. A bureta graduada utilizada tem uma capacidade máxima de 10 mL, com resolução de 0,05 mL. Todas as especificações técnicas e detalhes de todos os equipamentos utilizados podem ser consultados na secção ANEXO I. 7.2 Freios Aerodinâmicos Como já foi referido este banco de ensaios tem um princípio de funcionamento muito simples, permitindo a obtenção de pontos de funcionamento estáveis do motor. As medições efectuadas num determinado domínio de binário e velocidade de rotação, fazem-se utilizando vários freios aerodinâmicos, a diversas rotações, onde para cada freio aerodinâmico o binário desenvolvido depende somente da velocidade de rotação para condições atmosféricas estacionárias. Estes freios foram projectados de forma a darem uma evolução de binário com a velocidade de rotação do freio, de acordo com a Eq. 7.6 em que K é uma constante para cada freio aerodinâmico em consequência de geometria dos freios ser fixa e operarem a um número de Mach na ponta da pá substancialmente inferior a 1,0. Tb FAi Ri (7.1) Tb C Di Ai ar i2 Ri (7.2) R (7.3) = 2πn 60 (7.4) Vindo então: Tb 4 2 C Di Ai Ri3 n 2 3600 (7.5) Ou seja: 93 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tb K n 2 (7.6) Tendo em conta os valores do K, foram utilizados os seguintes freios aerodinâmicos, correspondentes aos intervalos de velocidades de rotação estudados: Tabela 7.1. Caracterização dos freios aerodinâmicos utilizados K /(N.m/rpm2) Dimensões do Freio Designação 4,8 x 10-8 Barra de pinho com 354 mm (comp.), 50 mm (alt.), 12,5 mm (larg.) Dh 354 5,2 x 10-8 Barra de pinho com 354 mm (comp.), 50 mm (alt.), 12,5 mm (larg.) com duas Dh 354-16 x 17 placas 16 x 17 mm 6,9 x 10-8 Barra de pinho com 354 mm (comp.), 50 mm (alt.), 12,5 mm (larg.) com duas Dh 354-22 x 25 placas 22 x 25 mm 8,2 x 10-8 Barra de pinho com 354 mm (comp.), 50 mm (alt.), 12,5 mm (larg.) com duas Dh 354-27 x 27 placas 27 x 27 mm 9,0 x 10-8 Barra de pinho com 354 mm (comp.), 50 mm (alt.), 12,5 mm (larg.) com duas Dh 354-33 x 32 placas 33 x 32 mm Estes freios foram equilibrados estatisticamente num equilibrador de hélices, para minimizar os desequilíbrios, resultantes do facto de a madeira não ter uma densidade homogénea, que iriam provocar vibrações no motor e em todo o banco o que levaria a desgastes e a piores valores de consumos, bem como a medidas menos precisas. Fig. 7.1. Freios Aerodinâmicos 94 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 7.3 Funcionamento do Sistema de Injecção/Ignição De modo a que o microprocessador possa ordenar o tempo de abertura do injector e o instante de ignição, tem de receber informação dos sensores de pressão no colector de admissão e/ou do sensor de posição angular da válvula borboleta do acelerador e do sensor de posição angular da cambota, sobre respectivamente a carga e o regime do motor. A programação é feita através de mapas para a duração do tempo de injecção e avanço do instante de ignição, em função da pressão do ar no interior do colector de admissão e da velocidade de rotação da cambota. Assim a ECU (Electronic Control Unit), após ter determinado o regime através do sinal proveniente do sensor de posição angular da cambota, e a carga de funcionamento do motor através dos sinais provenientes do sensor de pressão do ar no interior do colector de admissão, acede aos mapas de duração do tempo básico de abertura do injector, extraindo o valor correspondente às condições de funcionamento do motor. Estes mapas são acedidos sobre a forma de um gráfico de barras, como se pode ver na Fig. 7.2 (é na altura destas barras que são feitas alterações de forma a proceder à optimização da programação) em que a duração do tempo de injecção vem em função da pressão do ar no colector de admissão para uma velocidade de rotação da cambota fixa. Fig. 7.2. Mapa da duração dos tempos de injecção 95 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Este tempo básico de abertura do injector vai, ainda ser ajustado pela ECU de acordo com o valor de vários parâmetros que indicam as condições de funcionamento do motor através dos valores medidos pelos vários sensores do motor. Estas correcções são feitas em função da temperatura do ar e temperatura do motor, se o motor está perante uma situação de arranque ou funcionamento a frio, se se trata de uma situação transiente do motor (algo não aplicado neste trabalho). São também feitas correcções em função do valor da voltagem da bateria (ou fonte de alimentação, no caso de estarmos a trabalhar no banco de ensaios). A duração do tempo de abertura real do injector é determinada pela ECU, somente depois de ter em conta todas as correcções referidas. O estabelecimento do avanço de ignição é feito de forma semelhante, só que acede-se aos mapas de ignição, como o que está na Fig. 7.3, em vez dos mapas de injecção. Fig. 7.3. Mapa dos instantes de ignição básicos A ECU estabelece o instante de ignição com base na informação recebida do sensor de posição angular da cambota que dá o instante em que a cambota ocupa uma posição predefinida antes do PMS, posição definida pela colocação da peça que suporta o sensor, e calcula a velocidade de rotação angular através da medida do intervalo de tempo desde o impulso anterior. Sabendo a velocidade de rotação da cambota e o instante em que a cambota passou numa determinada posição a ECU calcula o tempo que deve contar desde que a cambota passou numa posição angular conhecida até atingir a posição angular correspondente ao instante de ignição. De igual modo, também aqui a ECU, permite proceder a ajustamentos em função das condições de funcionamento do motor, podendo assim o instante de ignição ser optimizado para cada condição de funcionamento do motor. 96 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Todos estes mapas podem ser alterados pelo programador de modo a optimizar o sistema para que o motor também tenha um desempenho optimizado. Uma das grandes vantagens dos sistemas de injecção/ignição electrónica programável é a possibilidade de impedir que o motor exceda um determinado limite de rotações. Este sistema em particular, têm a opção de corte de injecção ou de ignição. Dado que o objectivo principal deste trabalho é a minimização do consumo de combustível, optou-se obviamente pelo corte de injecção para limitar o regime de funcionamento do motor. 7.4 O motor protótipo desenvolvido Após a montagem de todos os componentes, polimento de algumas peças e ajuste de tolerâncias, o motor (vd. Fig. 7.4-a e Fig. 7.4-b) foi montado no banco de ensaio e feitos todos os testes e optimizações necessárias. Fotografias dos componentes individuais maquinados podem ser consultadas na secção ANEXO III. Já o modelo desenvolvido em CAD3D pode ser consultado na secção ANEXO IV Fig. 7.4-a. Fotografia do motor M3165 97 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.4-b. Fotografia do conjunto das peças antes da assemblagem 7.5 Máquina analisadora de gases – Medição de riqueza A máquina analisadora de gases de escape utilizada durante a optimização do motor, foi o modelo Infralyt EL Modular Gas Analyzer da marca SAXON Junkalor. Esta máquina é específica para motores a gasolina de 2 ou 4 tempos, com ou sem catalisador. Esta máquina efectua medidas muito precisas, pois possui um filtro de condensados dos gases de escape automático e séries de filtros de partículas, de modo a que as medidas não sejam afectadas e os sensores tenham uma elevada durabilidade. Analisa gases por infravermelhos, exceptuando-se as medidas de Oxigénio e Monóxido de Nitrogénio, onde a energia de infravermelhos é transmitida através do escoamento dos gases para um detector filtrado de infravermelhos, a análise do sinal de medida é feita automaticamente na máquina por um microprocessador. As medições de Oxigénio e Monóxido de Nitrogénio são feitas por uma célula electroquímica. O uso desta máquina implica uma série de cuidados a ter como: deverá ser colocada num sítio sem vibrações, seco e onde não congele; deve estar protegida da luz solar directa, de fontes de calor intensas e de fontes de emissão de gases. A admissão de gases de escape tem de ser feita de modo a que estes tenham uma temperatura aproximadamente de 45º, pelo que 98 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL para o nosso caso foi necessário aplicar uma serpentina à saída de escape de modo a arrefecer os gases de escape. Os campos de medida da máquina analisadora de gases são: Tabela 7.2. Variáveis de medição pela máquina analisadora de gases Variável de medida Intervalo de medição Resolução de medição CO 0-10 % vol. 0,01 % vol. CO2 0-20% vol. 0,01 % vol. HC 0-2500 ppm vol. 1 ppm NO 0-5000 ppm vol. 1 ppm O2 0-22% vol. 0,01 % vol. 0-9,999 0,001 7.5.1 Medição do : Fórmula de Brettschneider A equação de Brettschneider é de facto a base do método padrão usado para calcular a diluição da mistura de ar/combustível (Lambda). Esta equação foi proposta num artigo [32], escrito pelo Dr. Johannes Brettschneider: CO O NO HCV 3, 5 OCV CO CO CO2 2 2 4 CO 2 2 2 3,5 CO2 HCV OCV 1 4 2 CO 2 CO Cfactor HC (7.7) Nesse artigo estabeleceu um método para calcular a diluição , a partir das concentrações de CO2, O2, NO, CO e HC presentes nos gases de escape e da relação H/C assumida para os hidrocarbonetos nos gases de escape. Hcv é a relação atómica de átomos de hidrogénio para átomos de carbono no combustível; Ocv é a relação atómica de átomos de oxigénio para átomos de carbono no combustível; Cfactor é o número de átomos de carbono em cada molécula HC que está a ser medida. 99 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.5. Máquina analisadora de gases SAXON Junkalor 7.6 Procedimento dos ensaios Cada ensaio compreende a programação do microprocessador para as condições de funcionamento do motor: carga, velocidade de rotação, riqueza da mistura e instante de ignição. Para cada tempo de injecção de combustível, que corresponde a uma determinada riqueza da mistura, é optimizado o instante de ignição, sendo o óptimo atingido quando o binário é máximo, MBT (Maximum Brake Torque). De seguida é medido o caudal necessário de combustível consumido, o binário, a velocidade de rotação da cambota, a riqueza da mistura e é calculado o consumo específico de combustível ao freio. Varia-se novamente o tempo de injecção e segue-se o mesmo procedimento. O processo pára quando se encontrar a riqueza para a qual se obtém o ponto de mínimo consumo específico de combustível ao freio. 7.7 Apresentação de resultados 7.7.1 Influência da pressão de injecção no consumo específico de combustível ao freio1 Como forma de determinar a pressão de injecção óptima que minimiza os consumos do motor, fez-se um estudo detalhado de optimização de tempos de injecção e instantes de Este estudo foi realizado com o anterior motor Honda GX22, como forma de determinar a pressão de injecção de trabalho óptima. Assumiu-se que os resultados são válidos para os ensaios realizados com o novo motor em estudo, M3165. 100 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL ignição para cada pressão de injecção e foi determinado o consumo específico de combustível ao freio mínimo obtido. A Fig. 7.5 mostra a influência da pressão de injecção no consumo específico de combustível ao freio do motor Honda GX22. Fig. 7.5. Influência da pressão de injecção no consumo específico ao freio (Motor HONDA GX22) Os resultados mostram que não existe grande variação do consumo específico com a pressão de injecção no intervalo de pressões em estudo, que por sua vez se encontra dentro dos limites recomendados pelo fabricante do injector de combustível (2,0 a 4,7 bar). Embora, por questões de tempo, este estudo não tenha sido possível levar a cabo com o motor em estudo, considerou-se uma pressão de injecção para os testes experimentais de 2,4 bar. 7.7.2 Determinação do instante de ignição óptimo Para cada ensaio ou freio foi determinado o instante de ignição óptimo, correspondente ao ponto de máximo binário, que por sua vez corresponde ao ponto de máxima eficiência e portanto de mínimo consumo. A Fig. 7.6 mostra a evolução do binário ao freio, Tb, com o freio Dh 354-27x27, para um tempo de injecção de 11,088 ms. O instante de ignição óptimo obtido para este freio foi de 18º BTDC. 101 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.6. Evolução do binário ao freio com o ângulo de avanço de ignição, para um tempo de injecção de 11,088 ms, com o freio Dh354-27x27. 7.7.3 Medição de consumos e análise comparativa com os resultados teóricos Após a determinação do instante de ignição óptimo, correspondente ao ponto de máximo binário (MBT), para cada freio em condições de funcionamento com válvula de borboleta completamente aberta (WOT), foram feitas três medições de combustível. A curva apresentada na Fig. 7.7, que diz respeito aos resultados experimentais, é obtida pela média aritmética dessas três medições. Para todos os ensaios, o tempo de injecção óptimo que minimiza os consumos foi de 11,088 ms. Por análise comparativa com os resultados da simulação, em condições de funcionamento idênticas de riqueza, TI e regime, os resultados mostram uma boa correlação somente para regimes perto das 5500 rpm Para regimes no intervalo das 3000-3500 rpm, verificam-se diferenças na ordem dos 30 %. A explicação para esta diferença a baixa velocidade de rotação, embora sem explicação aparente, pode ser devida a possíveis fugas existentes na zona da junta da cabeça. Após verificação do estado de esmagamento da junta da cabeça, verificou-se que este não era uniforme, podendo nesta ocorrer fugas de gases, mais importantes a baixa rotação e por ciclo. 102 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.7. Curvas comparativas dos resultados experimentais obtidos com o motor em condições de WOT, optimizado para o ponto de MBT; resultados de simulação obtidos com o programa “4SSI” e resultados experimentais obtidos com motor Honda GX22. Por comparação com a curva relativa aos resultados experimentais obtidos com um motor existente no mercado equivalente - Honda GX22, com sistema de injecção indirecta e sistema de distribuição alterado – verificaram-se melhorias na ordem dos 30 %. 7.7.4 Evolução do instante de ignição para MBT com o regime do motor A Fig. 7.8 mostra a evolução do ângulo de instante de ignição e da riqueza da mistura ar-combustível optimizados experimentalmente para condições MBT, com o regime do motor. A evolução obtida para o ângulo de avanço de ignição é a evolução típica de MCI-SI. À medida que a velocidade aumenta, o instante de ignição tem de ser avançado porque a duração da combustão em termos de ângulo de rotação da cambota aumenta. 103 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.8. Evolução do instante de ignição, TI com o regime do motor A Fig. 7.10 mostra a evolução das curvas típicas de potência ao freio e binário ao freio em função da velocidade de rotação, nas mesmas condições experimentais anteriores e com a utilização do programa de simulação, “4SSI”. Os resultados mostram boas correlações para velocidades de rotação elevadas. As razões anteriormente expostas podem explicar este fenómeno verificado. Fig. 7.9. Curvas teóricas e experimentais obtidas com o motor em condições WOT, com instantes de ignição optimizados para MBT. 104 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Fig. 7.10. Evolução da pressão média efectiva ao freio e do rendimento de conversão de combustível ao freio com a velocidade média do êmbolo A Fig. 7.11 mostra a evolução com a velocidade média do êmbolo de dois parâmetros importantes em MCI: a pressão média efectiva ao freio e o rendimento de conversão de combustível ao freio. A forma da curva da pressão média efectiva está de acordo com o esperado para este género de curvas em MCI. O andamento inicial da curva deve-se primeiramente ao aumento do rendimento volumétrico, até se obter o máximo e cai de seguida devido à diminuição do rendimento mecânico devido às perdas por fricção. A curva de rendimento de conversão de combustível ao freio aumenta de cerca de 0,23 para 0,27 devido à diminuição da importância do calor transferido por ciclo com o aumento do regime do motor (QLHV=44,0 MJ/kg). 105 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tabela 7.3. Quadro-resumo das características do motor Tipo Ignição por faísca, ciclo de 4 tempos, monocilíndrico, DOHC, arrefecimento a água Diâmetro x Curso 33,0 x 37,0 mm Cilindrada 31,65 cm3 Taxa de Compressão 15,0:1 IVO 10º BTDC IVC 75º ABDC EVO 44º BBDC EVC 0º ATDC Potência máxima 941 W às 5500 rpm Binário máximo 1,689 N.m às 4500 rpm Injector BOSCH EV6 Court B 280 431 198/1 Ignição Haltech E6K Vela de ignição NGK CMR6H Sistema de arranque Motor eléctrico Tipo de gasolina Sem chumbo com índice de octano de 95 (R.M.) Consumo específico mínimo 306 g/kWh às 5500 rpm 106 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 7.7.5 Evolução do desempenho do Eco Veículo na Shell Eco-marathon Fig. 7.11. Evolução do desempenho do Eco Veículo em provas desde o ano 2003 A Fig. 7.11 mostra a evolução de desempenho do Eco Veículo, desde 2003 até 2007, nas provas onde esteve em competição. Em 2007, ano em que foi aplicado e utilizado o novo motor desenvolvido, M3165, e tema de estudo nesta dissertação, obteve-se uma melhoria de desempenho de aproximadamente 30 %, face ao melhor resultado obtido no ano anterior. 7.8 Análise de erros Com base na precisão dos equipamentos de medida (Anexo), em análises estatísticas e com base na teoria de combinação das componentes de erros em todos os cálculos da precisão do sistema, que utiliza séries de Taylor simplificadas para relacionar as componentes de erro dependentes, e assumindo que os erros têm uma distribuição normal, obteve-se: 107 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Tabela 7.4. Erros envolvidos nas medições experimentais para três ensaios com freio Dh 354-38x40 Grandeza Tar /K RH /% patm /Pa n /rpm N /(rot/s) /(rad/s) T /N.m tf /s Vf /ml f /(kg/m3) Pb /W Qf /(mL/s) mf /(g/h) bsfc /(g/(kW.h)) pv,s /Pa pv /Pa Mah /(kg/mol) ah /(kg/m3) B /m L /m Vd /dm3 nr bmep /kPa Sp /(m/s) Wc,b /J QLHVp /(MJ/kg) f,b X 294,28 56,9 101319 3220 53,66 337,19 1,526 70,0 4,95 724,61 514,56 0,071 184,46 358,48 2509,76 1429,74 0,029 1,193 0,033 0,037 0,032 2 605,96 3,971 19,17 42,9 0,228 X 0,8 3 10 86,06 0,973 6,16 0,039 0,1 0,05 0,66 12,98 0,001 2,19 10,0 22 0,000003 0,000003 0 16,24 0,072 0,596 0,1 0,006 X/X 0,0027 0,0526 9,87E-05 0,026 0,018 0,018 0,0255 0,0014 0,01177 0,0009 0,02522 0,01186 0,01190 0,0278 0,00876 0,00000 0,00000 0,00000 0,00009 0,00008 0,00000 0,00000 0,02680 0,01819 0,03107 0,00227 0,02798 Erro /% 0,27 5,27 0,01 2,67 1,81 1,81 2,55 0,14 1,18 0,09 2,52 1,19 1,19 2,79 0,88 0,00 0,00 0,00 0,01 0,01 0,00 0,00 2,68 1,81 3,11 0,23 2,80 A teoria de combinação de componentes de erros é descrita da seguinte forma: X f (u1, u2 , u3,..., un ) (7.8) Onde X é uma quantidade função de n variáveis independentes e ui são quantidades afectadas de um erro ui. Os ui podem ser valores absolutos ou limites estáticos. X X f u1 u1 , u 2 u2 , u3 u3 ,..., u n u n (7.9) Desenvolvendo a função f numa série de Taylor simplificada, vem: f u1 u1 , u 2 u 2 ,..., u n u n f u1 , u 2 ,..., u n u1 f f f u 2 ... un u1 u2 u n (7.10) O erro absoluto, Ea , é dado pela Eq. 7.11: 108 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL f f f u2 ... un u1 u2 un Ea X u1 (7.11) No caso de u serem limites estáticos, vem que: 2 2 f f f Ea X u1 u2 ... un u1 u2 un 2 (7.12) 7.8.1 Erro na medição da rotação O desvio na rotação segue uma distribuição t-student e é dado pela Eq. 7.13: n A Sn n tn1 2 Sn n (7.13) Sendo A é o valor presente na Tabela t-student, para um nível de confiança de 95%, com n = 3 e v = n-1 (graus de liberdade) e Sn = 34,641é o desvio padrão da amostra. Substituindo, vem que: n 4, 303 34, 641 86, 06 rpm 3 (7.14) 7.8.2 Erro na medição do binário O desvio no binário segue também uma distribuição t-student que é dado pela Eq. 7.15: n A Sn n tn1 2 Sn n (7.15) A é o valor presente na tabela t-student, para um nível de confiança de 95 %, com n = 3 e v = n-1 e Sn = 0,016 é o desvio padrão da amostra. Substituindo, vem que: Ea,Tb 4, 303 0, 016 0, 0397 N.m 3 (7.16) 7.8.3 Erro absoluto associado ao cálculo da potência A potência ao freio é dada pela Eq. 7.17: 109 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Pb W Tb N.m 2 n r p m 60 (7.17) Com base na Eq. 7.12, e substituindo, vem que: 2 P P Pb b Tb b Tb n n Tb n 2 (7.18) Substituindo, vem: 2 2 2 2 Pb n Tb Tb n 12, 981 W 60 60 (7.19) 7.8.4 Erro na medição de combustível O desvio envolvido na variação de volume de combustível medido, é dado pela Eq. 7.20: Vf 0,052 0,022 0,054 mL (7.20) Em que o valor de 0,05 é a resolução da bureta e 0,02 é a precisão da bureta. 7.8.5 Erro associado ao caudal volúmico de combustível O caudal volúmico de combustível é calculado pela Eq. 7.21: V f mL Q f mL/s t f s (7.21) O erro absoluto associado ao caudal volúmico de combustível, vem dado por: Q Q f f V f 2 tf Q V f f t f Vf t f 2 (7.22) Substituindo, vem: 110 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 1 Q f V f t f 2 Vf 2 t f tf 2 0, 001 mL/s (7.23) 7.8.6 Erro associado ao caudal mássico de combustível O caudal mássico de combustível é calculado pela Eq. 7.24: 3600 m f g/h f kg/m3 Q f mL/s 1000 (7.24) O erro associado ao caudal mássico de combustível é calculado pela Eq. 7.25: m f m f f 2 Q f m f f Q f f Q f 2 (7.25) Substituindo, vem que: 2 2 3600 3600 m f Q f f f Q f 2,195 g/h 1000 1000 (7.26) 7.8.7 Erro associado ao cálculo do consumo específico de combustível ao freio O consumo específico de combustível ao freio é dado por: bsfc g/ kW.h m f g/h Pb W 103 (7.27) O erro absoluto associado, bsfc , é dado pela Eq. 7.28: 111 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL 2 bsfc bsfc m f Pb bsfc m f Pb Pb m f 2 (7.28) Substituindo, vem: 2 2 1 m f bsfc 103 m f 2 103 Pb 10, 000 g/kW.h Pb Pb (7.28) 7.8.8 Erro associado ao rendimento de conversão de combustível ao freio O rendimento 7.30: f ,b de conversão de combustível ao freio é dado 3600 bsfc g/ kW.h QLHV MJ/kg pela Eq. (7.30) O erro absoluto associado é dado por: 2 f ,b f ,b f ,b bsfc bsfc Q QLHV LHV QLHV bsfc 2 (7.31) Substituindo, vem: 2 f ,b 2 1 3600 1 3600 bsfc QLHV 0, 006 2 2 bsfc bsfc QLHV QLHV (7.32) 7.8.9 Erro na pressão média efectiva ao freio A pressão média efectiva ao freio é dada pela Eq. 7.33: bmep kPa Pb W nR Vd dm3 N rot/s (7.33) 112 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL O erro absoluto associado é dado por: 2 bmep bmep bmep Pb Pb V , N Vd d 2 bmep Vd N Pb , N Pb ,Vd N 2 (7.34) Substituindo, vem: 2 2 2 nR 1 P n 1 P n bmep Pb 2 b R Vd 2 b R N 16, 224 kPa N Vd Vd N Vd N (7.35) 7.8.10 Erro no trabalho por ciclo ao freio O trabalho por ciclo ao freio, é dado pela Eq. 7.36: Wc ,b J Pb W nR (7.36) N rot/s O erro absoluto associado é dado por: Wc ,b W c ,b Pb 2 N W Pb c ,b N Pb N 2 (7.37) Substituindo, vem: 2 2 n P n Wc,b R Pb b 2 R N 0,596 J N N (7.38) 7.8.11 Erro na velocidade média do êmbolo A velocidade média do êmbolo, é dada pela Eq. 7.39 S p m/s 2 L m N rot/s (7.39) O erro absoluto associado é dado pela Eq. 7.40: 113 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL S p S p L 2 N S p L N N L 2 (7.40) Substituindo, vem: S p 2 2 N L 2 L N 2 0, 072 m/s (7.41) 114 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL CAPÍTULO OITO 8 Conclusões e trabalho futuro Os objectivos gerais de conceber, construir e testar um motor para um veículo automóvel de extra-baixo consumo foram atingidos. Em comparação com o anterior motor utilizado pela Equipa Eco Veículo (Honda GX22), conseguiu-se uma melhoria de consumo específico de combustível de cerca de 30 %. As melhorias deveram-se não só a uma alteração substancial da arquitectura do motor, com colocação de duas árvores de cames à cabeça, distribuição por correia, mas também a uma melhoria do rendimento de ciclo termodinâmico, utilizando o ciclo de funcionamento de Atkinson. Também a redução dos atritos entre os componentes móveis do motor foram tidos em conta. Não só a boa escolha dos rolamentos teve importância, como também os materiais, ajustamentos, tolerâncias e acabamentos superficiais das peças móveis do motor em contacto. Existem diferenças relativamente à simulação, principalmente a baixas velocidades de rotação, facto que pode ser possivelmente explicado por fugas pela interface entre a cabeça e o cilindro. Um mau projecto da localização dos pernos de aperto da cabeça pode estar na origem deste problema. Um trabalho futuro passa por um novo desenho da localização dos pernos, de forma a ter um esmagamento uniforme da junta. Existe ainda margem para melhoria do rendimento do motor, que passa pela alteração do sistema de lubrificação. O motor foi inicialmente projectado para trabalhar com um sistema de lubrificação por chapinhagem. À semelhança do que fazem outras equipas, a lubrificação pode ser feita com um injector apontado para a zona interior do cilindro, reduzindo assim as perdas induzidas pela cambota ao bater na superfície livre do óleo. Em discussões com algumas das equipas, estas afirmaram que conseguiram reduções na ordem dos 20 % no consumo específico de combustível ao freio, após essa modificação. 115 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Ainda um outro problema verificado, prende-se com a grande superfície de transferência de calor nos cárteres, o que leva a que o óleo não ultrapasse os 70 ºC. Também o sistema de medição de combustível deve ser melhorado, uma vez que a grande flutuação verificada na bureta de medição de combustível durante os ensaios não permite uma medição precisa da quantidade de combustível consumida. Foi um trabalho muito positivo, onde se utilizaram ferramentas avançadas de engenharia que aliadas à muita força de vontade e perseverança permitiram a concepção de um motor de raiz que permitiu um bom resultado na Shell Eco-marathon 2007, e uma boa representação do país nesta competição internacional. 116 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL REFERÊNCIAS 1.Heywood, John B., Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill International Editions, 1988. 2. Martins, J., Motores de Combustão Interna, Publindústria, 2005. 3. Guilherme, David Carvalho, Ramos, João Filipe Coelho, Projecto de um motor de 4 tempos de ignição por faísca de baixo consumo específico, F.C.T.U.C., 2002. 4. Thing, R. 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Oliveira, Augusto Manuel Martins de. Estudo comparativo do desempenho e consumo específico de um motor de ciclo de quatro tempos de ignição por faísca com alimentação por carburador e por sistema de injecção/ignição electrónica programável. Coimbra : F.C.T.U.C., 2000. Tese de Mestrado. 25. Carvalheira, P. Performance prediction of an extra-low fuel consumption car vehicle. Coimbra, F.C.T.U.C., 2006. 26. P. Gonçalves, P. Carvalheira, Prediction of the optimal displacement volume of the internal combustion engine for an extra-low fuel consumption car vehicle, Department of Mechanical Engineering, Faculty of Sciences and Technology, University of Coimbra, Portugal, 2006. 27. Khovakh, M. Motor Vehicle Engines, MIR, 1971. 28. Carvalheira, P., Gonçalves, P. FEA of Two Engine Pistons made of Aluminum Alloy A390 and Ductile Iron Alloy 65-45-12 under Service Conditions, Proceedings of the 118 CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRABAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL International Conference on Mechanics and Materials in Design, M2D 2006, Porto, Julho de 2006. 29. Alloys, Aluminium-Silicon, Key to Metals, www.key-to-metals .com. [Online] 30. ASM Handbook, 10th Edition 1990, pp. 171-177, Vol. II. 31. ASM Handbook, 10th Edition 1990, pp. 42-54, Vol. I. 32. Brettschneider, J. Bosch Technische Berichte, Vol. 6, No. 4, pp 177-186, 1979. 33. http://www.fancycarol.com/ 34. http://timupsinsa.ifrance.com/ 35. www.remmi-team.com 36. www.pv3e.com 119 ANEXOS ANEXOS ANEXO I – Caracterização da Instrumentação Os instrumentos de medida utilizados nos ensaios experimentais do motor de ignição por faísca de ciclo de 4 tempos. 1. Bureta graduada 0-10,0 mL Marca: NORMAX Modelo: 10-0,05 A ISO Resolução: 0,05 mL Precisão: 0,02 Escala: 0-25,0 mL 2. Balança Digital 0-200 g Marca: AND Modelo: EK-200G Resolução: 0,01g Precisão: 0,01g Escala: 0-200g 3. Balança Digital 0-6 kg Marca: AND Modelo: EK-6000H Resolução: 0,1g Precisão: 0,1g Escala: 0-6000g 4. Cronómetro Digital Marca: CASIO Modelo: HS-5 Resolução: 0,01 s ii ANEXOS Precisão: 0,01s 5. Sensor de rotação Marca: Transducer Systems Inc. Modelo: RS 304-172 Precisão: definida pela placa de aquisição de dados da National Instruments 6. Sensor de força para medição de binário Marca: OMEGA Modelo: LCFA-50 Resolução: 0,01 N Precisão: 0,4 N Intervalo de medição: -222,5 N a 222,5 N 7. Braço do sensor de força para medição do binário Comprimento: 100 mm Incerteza do comprimento: 0,16 mm 8. Barómetro do INMG – Estação Meteorológica do Aeródromo de Cernache Marca: Desconhecida Modelo: Desconhecido Resolução: 10 Pa = 0,1 hPa Precisão: 10 Pa = 0,1 hPa 9. Termómetro/Higrómetro Digital Marca: TES Modelo: TES 1360 Temperatura: Intervalo de medição: -20ºC a 60ºC Precisão: 0,8 ºC Resolução: 0,1 ºC Humidade relativa: Intervalo de medição: 10% RH a 90% RH Precisão: 3% RH (a 25ºC, 30-95% RH) iii ANEXOS 5% RH (a 25ºC, 10-30 % RH) Resolução: 0,1% RH Tipo de sensor: Temperatura: Sensor semicondutor Humidade: Sensor capacitivo de precisão Tempo de resposta: Temperatura: 1ºC /2s Humidade: 45% RH – 95% RH <3 min 95% RH – 45% RH < 5 min Taxa de amostragem: 2,5 Hz 10. Termómetro digital de canal duplo com sonda termopar tipo K Marca: TES Modelo: TES 1303 Resolução: 0,1 ºC de -50 ºC a 199,9 ºC; 1 ºC de -50 ºC a 1000 ºC. Precisão: (0,3% x leitura+1 ºC) de -50 ºC a 199,9 ºC (0,3 % x leitura+1 ºC) de -50 ºC a 1000 ºC Intervalo de medição: -50 ºC a 1300 ºC Condições ambientais de operação: Temperatura: 0-50 ºC Humidade: 0-80 % RH Precisão básica: calibração @23 5 ºC 11. Termómetro digital de canal duplo com sonda termopar tipo K Marca: LUTRON Modelo: TM-905 Resolução: 0,1 ºC de -50 ºC a 199,9 ºC; 1 ºC de -50 ºC a 1000 ºC Precisão: (0,3% x leitura + 1 ºC) de -50 ºC a 199,9 ºC (0,3% x leitura +1 ºC) de -50 ºC a 1000 ºC Intervalo de medição: -50 ºC a 1300 ºC Condições ambientais de operação: Temperatura: 0 - 50 ºC Humidade: 0 - 90% RH Precisão básica: calibração @23 5 ºC iv ANEXOS 12. Termómetro Digital Marca: HANNA Instruments Modelo: Chektemp 1 Resolução: 0,1 ºC Precisão: 0,3 ºC Intervalo de medição: -50 ºC a 150 ºC Condições ambientais de operação: Temperatura: 0-50 ºC Humidade: 95 % RH Max. Precisão básica @ 20: 0,3 ºC (-20 a 90 ºC); 0,5 ºC (fora do intervalo) v ANEXOS ANEXOS II – Fotografias dos componentes do motor Ilustração i – Fotografia da cabeça do motor Ilustração ii – Fotografia do êmbolo do motor vi ANEXOS Ilustração iii – Fotografia do conjunto das peças antes da assemblagem Ilustração iv – Apresentação à imprensa do motor M3165, juntamente com os principais patrocinadores. vii ANEXOS ANEXO III – Modelos CAD 3D do motor Ilustração v – Modelo CAD 3D gerado com Autodesk Inventor 11 (vista de frente) Ilustração iii – Modelo CAD 3D gerado com Autodesk Inventor 11 (vista de trás) viii
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