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ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM MOTOR FLEX
OPERANDO COM DIFERENTES MISTURAS DE ETANOL HIDRATADO NA
GASOLINA
Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo
Tese de doutorado apresentada ao Programa de
Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da
COPPE, da Universidade Federal do Rio de
Janeiro, como parte dos requisitos necessários à
obtenção do título de Doutor em Engenharia
Mecânica.
Orientadores: Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Marcelo José Colaço
Rio de Janeiro
Maio de 2012
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Melo, Tadeu Cavalcante Cordeiro de
Análise Experimental e Simulação Computacional de um
Motor Flex Operando com Diferentes Misturas de Etanol
Hidratado na Gasolina / Tadeu Cavalcante Cordeiro de
Melo. - Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, 2012.
XXII, 201p.: il.; 29,7 cm.
Orientadores: Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Marcelo José Colaço
Tese (doutorado) – UFRJ/ COPPE/ Programa de
Engenharia Mecânica, 2012.
Referências Bibliográficas: p. 156-170
1- Motores de Ignição por Centelha. 2- Motores Flex.
3- Simulação Computacional. 4- Etanol Hidratado. 5-
Gasolina. 6- Emissões de poluentes. I. Belchior, Carlos
Rodrigues Pereira et al.. II. Universidade Federal do Rio de
Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III.
Título.
iv
Esse trabalho é dedicado aos meus pais e
aos meus irmãos por tudo o que
representam para mim. Em especial, a
minha esposa Andréia e a minha filha
Luiza por tudo o que representam na
minha vida, pelo incentivo, paciência e
pelos momentos que deixamos de estar
juntos para que esse trabalho fosse
concluído.
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AGRADECIMENTOS
Ao meu orientador Prof. Carlos Rodrigues Pereira Belchior que me orienta
desde 2004 no mestrado. Pelo incentivo e confiança no término desse doutorado, pela
sua grande ajuda nas trocas de ideias durante as reuniões técnicas dessa tese.
Ao meu orientador Prof. Marcelo José Colaço pelo incentivo constante e pelas
informações técnicas transmitidas durante a organização do experimento e na análise
de dados, que muito contribuíram para o enriquecimento técnico desse trabalho.
Ao engenheiro do CENPES, Guilherme Bastos Machado pelo incentivo
constante e pela grande ajuda nos experimentos, nas simulações e nos vários artigos
escritos em parceria nesses quase 11 anos em que trabalhamos juntos.
Ao gerente do CENPES/PDAB/DPM, Décio Magioli Maia, que trabalha comigo
há 20 anos, pelo grande incentivo para a realização e conclusão desse doutorado e
pela viabilização dos treinamentos e recursos que enriqueceram esse trabalho.
Ao gerente geral do CENPES/PDAB, Alípio Ferreira Pinto Júnior pelo incentivo e
oportunidade proporcionada para realização desse curso de doutorado.
Ao Engenheiro Daniel de Oliveira, pela grande ajuda na realização dos
experimentos e das simulações durante o seu estágio no CENPES.
Ao Prof. José Eduardo Mautone Barros da UFMG pela grande ajuda na
modelagem e pelas trocas de ideias sobre a análise de dados dos experimentos.
Ao Engenheiro Leonardo de Carvalho pelas discussões técnicas na parte
experimental de aquisição de dados de pressão e no mapeamento do motor.
Aos engenheiros da gerência de Combustíveis do CENPES/PDAB, Edimilson de
Oliveira, Katia Moniz e Luiz Lopreato pela ajuda nas análises dos diversos
combustíveis usados, nas revisões técnicas dos artigos publicados nessa tese e nas
discussões técnicas sobre a influência do combustível no desempenho do motor.
À estatística Fernanda Villela pelas trocas de ideias e ajuda no tratamento
estatístico dos dados experimentais e na elaboração de diversos gráficos da tese.
Ao engenheiro do CENPES Antonio Henrique Monteiro pelas trocas de ideias
sobre estatística e ajuda no tratamento dos dados experimentais da qualificação.
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Ao grupo que trabalha na gerência CENPES/PDAB/DPM, em especial a: Aílton
da Silva, Carlos Henrique da Rocha, Carlos Leonardo Barbosa, Cindina de Carvalho,
Daniel Libório, Jader Mendes, Jorge Luiz de Carvalho, José Roberto Rocha, Marcos
Mendes, Manoel dos Santos, Noel Pereira, Paulo César de Oliveira, Pedro Vicentini,
Rogério Carvalho e Ronaldo de Aguiar, pelas trocas de ideias e ajuda na infra-estrutura
de manuseio de combustíveis, na realização dos experimentos, na análise e na coleta
de dados. Um agradecimento especial a Ronaldo de Aguiar pela ajuda no
levantamento da curva de abertura e fechamento das válvulas, a Marcos Mendes pela
ajuda na instalação do FTIR e de equipamentos do banco de provas, a Tahis Lotif pela
ajuda na secretaria do laboratório e ao ex-estagiário Fernando Hofmeister pela ajuda
nos experimentos do ensaio de qualificação.
Aos estagiários Carlos Paiva e Bruno Baptista pela ajuda no tratamento final dos
dados e gráficos usados na tese, e pela ajuda na formatação do artigo internacional
publicado na FUEL e do documento final dessa tese.
À empresa FIAT, em especial aos engenheiros Eduardo Figueiredo e Clóvis
Mendes, pela disponibilização dos dados técnicos de geometria do motor TETRAFUEL.
À empresa AVL Emissions Test System GmbH em especial à Arlit Bertold da
Alemanha pela ajuda na instalação e configuração do equipamento FTIR para uso com
misturas de etanol na gasolina.
À empresa AVL South America, em especial a Claúdio Schultze e a Leonardo
Giglio, pela viabilização da instalação de diversos equipamentos e softwares da tese.
À empresa AVL List GmbH da Áustria, em especial a Ivo Prah, pela ajuda na
instalação, treinamento e configuração do software BOOST, e a Georg Steiner pela
ajuda na instalação do sistema de medição de pressão do motor e do software de pós-
processamento de dados de pressão.
À empresa AVL North America (EUA), em especial a Richard Frazee pelas
trocas de ideias do uso do FTIR com medição de etanol não queimado, e a Gary
Patterson pelo treinamento e ajuda na configuração final do sistema de medição de
pressão do motor.
Ao professor J.B. Heywood do MIT (EUA) pelos ensinamentos e trocas de ideias
sobre a análise de dados experimentais da qualificação, nos intervalos e após o horário
de treinamento durante o curso realizado na Universidade PETROBRAS em 2010.
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Resumo da Tese apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários
para a obtenção do grau de Doutor em Ciências (D.Sc.)
ANÁLISE EXPERIMENTAL E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM MOTOR FLEX
OPERANDO COM DIFERENTES MISTURAS DE ETANOL HIDRATADO NA
GASOLINA
Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo
Maio/2012
Orientadores: Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Marcelo José Colaço
Programa: Engenharia Mecânica
Essa tese trata da análise experimental e da simulação computacional de um
motor tipo FLEX para estudo da influência da adição de diferentes teores etanol
hidratado à gasolina no desempenho do motor. Foram realizados ensaios de
desempenho, emissões e de medição da pressão na câmara de combustão em um
banco de provas de motor. O uso de um sistema de medição de emissões do tipo
espectroscopia no infravermelho permitiu a análise de poluentes, incluindo o etanol não
queimado e os aldeídos. Os dados experimentais foram usados para validar um
modelo computacional que gera curvas de pressão na câmara de combustão do motor
em função do ângulo do eixo do virabrequim e valores de emissões de alguns
poluentes. Foram usadas equações de cinética química para simulação dos poluentes
e equação de Wiebe de duas zonas para estimativa da fração de massa de
combustível queimado. As contribuições dessa tese na área experimental são a
disponibilização de dados e análises sobre influência da adição de etanol hidratado à
gasolina no desempenho e nas emissões de um motor FLEX. Esses resultados podem
contribuir para estudos de melhoria de eficiência e de redução de emissões de veículos
com tecnologia FLEX. Na área de simulação há contribuições na avaliação das
limitações do modelo de Wiebe de duas zonas e dos mecanismos de cinética química
conhecidos para uso na simulação de emissões com o uso de combustíveis contendo
misturas de gasolina e etanol.
viii
Abstract of Thesis presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the
requirements for the degree of Doctor of Science (D.Sc.)
EXPERIMENTAL ANALYSIS AND COMPUTATIONAL SIMULATION OF A FLEX-FUEL
ENGINE OPERATING WITH DIFERENT BLENDS OF HYDROUS ETHANOL ON
GASOLINE
Tadeu Cavalcante Cordeiro de Melo
May/2012
Advisors: Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Marcelo José Colaço
Program: Mechanical Engineering
This thesis reports the experimental analysis and the computational simulation
of a FLEX engine in order to study different hydrous ethanol and gasoline blends
influence on engine performance. Exhaust gas emissions, performance and in-cylinder
pressure measurements were performed on an engine test bench. Tests were repeated
to allow for statistical data analysis. An infrared spectrometer analyzer measured gas
emissions, including unburned ethanol and aldehyde emissions. Experimental data was
analyzed and used to validate a computational model that produced in-cylinder
pressure curves varying with crank angle. Some exhaust gas emission simulations were
done by using a two-zone Wiebe combustion model combined with chemical kinetic
equations. In the experimental area, the main contribution of this thesis is the analysis
of a Flex-fuel engine performance and emissions when using different hydrous ethanol-
gasoline blends. These results can contribute to studies that aim to increase engine
efficiency and reduce emission levels of the Flex-Fuel technology. In the simulation
area, there are contributions about Wiebe two-zone model and kinetic chemical
mechanisms limitations, when used for emission simulation with ethanol-gasoline
blends.
ix
ÍNDICE
1. INTRODUÇÃO ..........................................................................................................1
1.1. Objetivos do Trabalho ........................................................................................3 1.2. Justificativa e Contribuição da Tese...................................................................4 1.3. Organização da Tese.........................................................................................5
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE.......... ........................................6
2.1. Aspectos Gerais.................................................................................................6 2.2. Modelagem de Motores......................................................................................7
2.2.1. Tipos de Modelos de Combustão em Motores ............................................7
2.2.2. Modelos Termodinâmicos Zero-Dimensionais.............................................9
2.2.3. Modelos Termodinâmicos Quasi-Dimensionais .........................................15
2.2.4. Modelos Unidimensionais e Multidimensionais..........................................24
2.2.5. Modelos de Rede Neural...........................................................................26
2.3. Trabalhos Experimentais com Gasolina e Misturas com Etanol .......................27 2.3.1. Aspectos Gerais........................................................................................27
2.3.2. Trabalhos Experimentais...........................................................................29
3. METODOLOGIAS .................................... ...............................................................40
3.1. Metodologia Experimental................................................................................40 3.1.1. Instrumentação do Banco de Provas.........................................................40
3.1.1.1. Condicionamento e Medição da Vazão do Ar de Admissão................40
3.1.1.2. Medição de Consumo do Combustível ...............................................42
3.1.1.3. Sistema de Automação.......................................................................44
3.1.1.4. Sistema de Medição de Pressão na Câmara de Combustão. .............45
3.1.1.5. Sistema de Medição de Emissões......................................................49
3.1.1.6. Calibração e Cálculo de Incertezas do Banco de Provas....................54
3.1.2. Combustíveis ............................................................................................56
3.1.3. Motor e Unidade de Controle do Motor......................................................60
3.1.4. Pontos Operacionais .................................................................................63
3.1.5. Procedimentos do Ensaio Experimental ....................................................65
3.1.6. Procedimento de Análise Estatística .........................................................68
3.2. Metodologia de Simulação ...............................................................................69 3.2.1 Fundamentos Teóricos do Programa de Simulação BOOST......................70
3.2.1.1. Representação de Espécies e do Combustível ..................................70
3.2.1.2. Equações Básicas de Conservação no Cilindro .................................72
3.2.1.3. Vazão Mássica nas Válvulas ..............................................................75
3.2.1.4. Movimento do Pistão e Transferência de Calor ..................................77
3.2.1.5. Modelo de Combustão Adotado .........................................................79
3.2.1.6. Modelos de Emissões.........................................................................82
x
3.2.1.6.1. Formação de Óxidos de Nitrogênio..............................................83 3.2.1.6.2. Formação de Monóxido de Carbono (CO) ...................................88 3.2.1.6.3 Formação de Hidrocarbonetos......................................................90
3.2.2. Dados de Entrada do Programa de Simulação..........................................93
3.2.2.1. Motor ..................................................................................................93
3.2.2.2. Seleção da Curva de Pressão para a Simulação................................95
3.2.2.3. Combustível, Razão Ar-Combustível e Equação de Wiebe. ...............95
4. RESULTADOS E DISCUSSÃO.......................... .....................................................97
4.1. Resultados dos Ensaios Experimentais ...........................................................97 4.1.1. Aspectos Gerais........................................................................................97
4.1.2. Resultados de Combustão ........................................................................98
4.1.2.1. Resultados de Avanço de Ignição e de Curva de Pressão .................98
4.1.2.2. Resultados de Variabilidade da Curva de Pressão...........................103
4.1.2.3. Resultados Experimentais de Taxa de Calor Liberado e Fração de
Massa de Combustível Queimado (MFB).......................................................105
4.1.3. Resultados de Consumo Específico e Eficiência Global..........................107
4.1.4. Resultados de Emissões .........................................................................112
4.2. Resultados e Discussões das Simulações .....................................................126 4.2.1. Condição 60 Nm, 3875 rpm.....................................................................128
4.2.2. Condição 105 Nm, 3875 rpm...................................................................139
5. CONCLUSÕES .....................................................................................................149
5.1. Considerações Finais......................................................................................149 5.2. Contribuição da Tese de Doutorado................................................................ 154 5.3. Trabalhos Futuros...........................................................................................155
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS......................... .................................................156
APÊNDICE I ..............................................................................................................171
APÊNDICE II .............................................................................................................175
APÊNDICE III ............................................................................................................178
APÊNDICE IV............................................................................................................187
xi
ÍNDICE DE FIGURAS
Figura 3.1 – Unidade de condicionamento do ar de admissão do motor. .....................41
Figura 3.2 – Medidor do fator lambda (λ)- ETAS LA4...................................................42
Figura 3.3 – Sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.
....................................................................................................................................43
Figura 3.4 – Console de operação do sistema de automação AVL. .............................44
Figura 3.5 – Interligação do sistema de Medição de Pressão. .....................................45
Figura 3.6 – Tela de operação do Indimodul com sinais de Pressão (1), Calor liberado
(2) e Fração de massa de combustível queimado (3). .................................................46
Figura 3.7 – Tela do sistema AVL Indumodul com a detecção de detonação implantada.
....................................................................................................................................49
Figura 3.8 – Foto do sistema de emissões FTIR AVL e tela de operação. ...................51
Figura 3.9 – Octanagem (MON) versus teor de etanol hidratado. ................................58
Figura 3.10 – Curva de destilação dos combustíveis (temperatura versus percentual
evaporado) para diferentes teores de etanol................................................................59
Figura 3.11 – Relação molar de H/C e O/C versus percentual de etanol hidratado......60
Figura 3.12 – Motor FIAT FIRE TETRAFUEL 1,4 L no banco de provas do CENPES. 61
Figura 3.13 – Módulo MoTeC no banco de provas. .....................................................63
Figura 3.14 – pontos operacionais, torque e rotação com indicação do fator lambda (λ).
....................................................................................................................................65
Figura 3.15 – Tela de operação do MoTeC com ajuste do avanço ..............................66
Figura 3.16 – Tela do MoTeC usada para maximizar o torque em função do avanço..67
Figura 3.17 – Esquema de balanço de energia no cilindro...........................................73
Figura 3.18 – Mecanismo de movimento do pistão do motor .......................................77
Figura 3.19 –MFB(θ) em função de θ com detalhes dos ângulos de combustão. ........81 Figura 4.1 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.......................98
Figura 4.2 – Valores de pressão máxima do cilindro em função do teor de etanol
hidratado......................................................................................................................98
Figura 4.3 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.......................99
Figura 4.4 – Valores de pressão máxima em função do teor de etanol hidratado. .....100
Figura 4.5 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 60
Nm.............................................................................................................................102
Figura 4.6 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 105
Nm.............................................................................................................................102
Figura 4.7 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 60 Nm......................103
Figura 4.8 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 105 Nm. ...................104
xii
Figura 4.9 – Taxa de calor liberado versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm,
60 Nm........................................................................................................................105
Figura 4.10 – Taxa de calor liberado versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm,
105 Nm......................................................................................................................105
Figura 4.11 – Fração de massa de combustível queimado (MFB) versus ângulo do eixo
do virabrequim - 3875 rpm, 60 Nm.............................................................................106
Figura 4.12 – Fração de massa queimada de combustível queimado (MFB) versus
ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 105 Nm...................................................106
Figura 4.13 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 60 Nm. .............108
Figura 4.14 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 105 Nm. ...........108
Figura 4.15 – Eficiência Global para diferentes rotações do motor em função do
percentual de etanol hidratado – Torque 60 Nm. .......................................................109
Figura 4.16 – Eficiência Global para diferentes rotações do motor em função do
percentual de etanol hidratado – Torque 105 Nm. .....................................................110
Figura 4.17 – CO2 versus etanol hidratado, torque 60 Nm. ........................................112
Figura 4.18 – CO2 versus etanol hidratado, torque 105 Nm. ......................................112
Figura 4.19 – Vazão específica de carbono, 60 Nm - 3875 rpm.................................114
Figura 4.20 – Vazão específica de carbono, 105 Nm - 3875 rpm...............................115
Figura 4.21 – CO versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .........................................116
Figura 4.22 – CO versus etanol hidratado, torque 105 Nm. .......................................116
Figura 4.23 – NOX versus etanol hidratado, torque 60 Nm.........................................117
Figura 4.24 – NOX versus etanol hidratado, torque 105 Nm.......................................117
Figura 4.25 – THC versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .......................................119
Figura 4.26 – THC versus etanol hidratado, torque 105 Nm. .....................................119
Figura 4.27 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 60 Nm. .............120
Figura 4.28 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 105 Nm. ...........120
Figura 4.29 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm..............................121
Figura 4.30 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm. ...........................121
Figura 4.31 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.............................122
Figura 4.32 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm...........................122
Figura 4.33 – Fluxograma de funcionamento da simulação no programa BOOST.....127
Figura 4.34 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H0, 60 Nm, 3875 rpm. ...............................................................131
Figura 4.35 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H30, 60 Nm, 3875 rpm. .............................................................132
Figura 4.36 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H50, 60 Nm, 3875 rpm. .............................................................132
xiii
Figura 4.37 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H80, 60 Nm, 3875 rpm. .............................................................133
Figura 4.38 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H100, 60 Nm, 3875 rpm. ...........................................................133
Figura 4.39 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H0, 105 Nm, 3875 rpm. .............................................................142
Figura 4.40 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H30, 105 Nm, 3875 rpm. ...........................................................142
Figura 4.41 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H50, 105 Nm, 3875 rpm. ...........................................................143
Figura 4.42 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H80, 105 Nm, 3875 rpm. ...........................................................143
Figura 4.43 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H100, 105 Nm, 3875 rpm. .........................................................144 Figura I.1 – Curva de pressão com ocorrência de detonação ....................................172
Figura I.2 – Curva de Pressão e sinal de saída do filtro passa alta ............................172
Figura I.3 – Curva de Pressão e sinal do filtro normalizado .......................................173 Figura IV.1 – Tela com software BOOST com desenho esquemático do motor. ........188
Figura IV.2 – Tela do BOOST com dados dimensionais do cilindro do motor. ...........189
Figura IV.3 – Tela do BOOST com gráfico do curso de válvula. ................................190
Figura IV.4 – Foto do cabeçote do motor FIAT e equipamentos de medição laser para
levantamento do perfil das válvulas ...........................................................................192
Figura IV.5 – Gráfico de perfil de levantamento das válvulas de escapamento e
admissão ...................................................................................................................198
Figura IV.6 – Tela do BOOST com dados de entrada do coeficiente de descarga.....199
Figura IV.7 – Tela do BOOST com exemplos de dados de saída do programa –
Pressão, Temperatura, emissões, IMEP e vazão de ar .............................................201
xiv
ÍNDICE DE TABELAS
Tabela 2.1 – Resumo dos trabalhos com uso do etanol de 2002 a 2005 em motores
com ignição por centelha. ............................................................................................37
Tabela 2.2 – Resumo dos trabalhos com uso do etanol de 2006 a 2010 em motores
com ignição por centelha. ............................................................................................38
Tabela 3.1 – Valores de MMHC e y para diferentes combustíveis................................ 52
Tabela 3.2 – Valores de massa molecular dos poluentes..............................................52
Tabela 3.3 – Principais propriedades físico-químicas dos combustíveis analisados. ...57
Tabela 3.4 – Principais características do motor FIAT FIRE 1.4 L, TETRAFUEL.........61
Tabela 3.5 – Pontos operacionais do experimento. .....................................................64
Tabela 3.6 – Seqüência de realização de ensaios em cada ponto de operação. .........68
Tabela 3.7 – Propriedades físico-químicas da gasolina do BOOST e da gasolina tipo A
da tese.........................................................................................................................72
Tabela 3.8 – Cálculos das constantes de reação de mecanismo de formação de NO em
cm3 /mols com faixas de temperatura (T).....................................................................85
Tabela 3.9 – Valores típicos para R1 e razões de R1, R2 e R3 em função da razão de
equivalência (Φ)...........................................................................................................85
Tabela 3.10 – Valores de k0i, ai e TAi (i de 4 a 9) usados na Eq. 3.48. .........................87
Tabela 3.11 – Informações adicionais de geometria do cilindro do motor FIAT usado. 94
Tabela 3.12 – Dados de entrada experimentais para simulação 60 Nm x 3875 rpm....96
Tabela 3.13 – Dados de entrada experimental para simulação 105 Nm x 3875 rpm....96
Tabela 4.1 – Avanço e duração da combustão - 3875 rpm, 60 Nm............................101
Tabela 4.2 – Avanço e duração da combustão (º) - 3875 rpm, 105Nm. .....................101
Tabela 4.3 – Diferença percentual (%) entre as comparações de eficiência global de
cada combustível - Torque 60 Nm, 3875 rpm. ...........................................................111
Tabela 4.4 – Diferença percentual (%) entre as comparações de eficiência global de
cada combustível - Torque 105 Nm, 3875 rpm. .........................................................111
Tabela 4.5 – Vazão mássica de carbono (Vcarbono) e Vazão específica de carbono
(VcarbEsp) para cada combustível – 60 Nm, 3875 rpm.................................................113
Tabela 4.6 – Vazão mássica de carbono (Vcarbono) e Vazão específica de carbono
(VcarbEsp) para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.................................................113
Tabela 4.7 – Valores de emissões específicos de CO, CO2 e diferenças de emissões
para diferentes combustíveis, 105 Nm e 3875 rpm. ...................................................115
Tabela 4.8 – Posição da borboleta de aceleração do BOOST e valores de vazão de ar
(Var) experimental e simulado para diferentes combustíveis – 60 Nm, 3875 rpm. ......128
Tabela 4.9 – Valores de a para Wiebe de uma zona - m = 1, 60 Nm, 3875 rpm ........129
xv
Tabela 4.10 – Comparação com os dados experimentais da simulação da pressão
máxima e do IMEP por Wiebe de uma zona - 60 Nm, 3875 rpm................................130
Tabela 4.11 – Valores de a para Wiebe de duas zonas – m = 1, 60 Nm, 3875 rpm...130
Tabela 4.12 – Resultados experimentais e de simulação para Wiebe de duas zonas –
60 Nm, 3875 rpm.......................................................................................................131
Tabela 4.13 – Valores ajustados para os parâmetros de correção dos poluentes no
BOOST para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.......................................................134
Tabela 4.14 – Resultados de simulação do programa BOOST para CO com parâmetros
de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm. ..............................135
Tabela 4.15 – Resultados de simulação do programa BOOST para HCENQ e NOX com
parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm. ...........135
Tabela 4.16 – Valores específicos para os parâmetros de ajuste do BOOST para cada
poluente e combustível - 60 Nm, 3875 rpm................................................................136
Tabela 4.17 – Resultados de simulação do BOOST para CO com parâmetros ajustados
para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm. ...............................................................137
Tabela 4.18 – Resultados de simulação do BOOST para HCENQ e NOx com
parâmetros de emissões ajustados para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.........137
Tabela 4.19 – Valores de sensibilidade (adimensional), sendo linhas parâmetros de
entrada (variação de ± 2%) e colunas parâmetros simulados no programa BOOST –
Combustível H0 – 60 Nm, 3875 rpm. .........................................................................138
Tabela 4.20 – Posição de borboleta de aceleração e valores de vazão de ar
experimentais (EXP) e simulados (SIM) em função de diferentes tipos de combustível
105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................139
Tabela 4.21 – Valores de a para Wiebe de uma zona para diferentes combustíveis -
m=1, 105 Nm, 3875 rpm. ...........................................................................................140
Tabela 4.22 – Valores simulados e experimentais de pressão máxima (Pmax) e IMEP
para Wiebe de uma zona - 105 Nm, 3875 rpm...........................................................140
Tabela 4.23 – Valores de a para Wiebe de duas zonas para diferentes combustíveis-
m=1, 3875 rpm, 105 Nm. ...........................................................................................140
Tabela 4.24 – Valores simulados e experimentais para pressão máxima (Pmax SIM) e
IMEP (IMEP SIM) para Wiebe de duas zonas, 3875 rpm, 105 Nm ............................141
Tabela 4.25 – Ajustes dos parâmetros de emissões do BOOST para a gasolina (H0) –
105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................144
Tabela 4.26 – Resultados das simulações de CO usando o ajuste da gasolina H0 -
105 Nm, 3875 rpm. ....................................................................................................145
Tabela 4.27 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx usando o ajuste da
gasolina (H0) - 105 Nm, 3875 rpm. ............................................................................145
xvi
Tabela 4.28 – Fatores de emissões ajustados para cada combustível – 105 Nm, 3875
rpm ............................................................................................................................146
Tabela 4.29 – Resultado das simulações de CO com parâmetros de emissões
ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm. .............................................146
Tabela 4.30 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx com parâmetros de
emissões ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm...............................147
Tabela I.1 – Ciclo e valor da integral da curva do sinal de saída do filtro. .................174
Tabela II.1 – Principais variáveis medidas no trabalho com valores de faixa de
operação do sensor e incertezas do tipo B, A e Expandida em unidades de engenharia.
..................................................................................................................................176
Tabela II.2 – Principais variáveis medidas no trabalho com valores de faixa de
operação do sensor e incertezas do tipo B, A e Expandida em unidades de engenharia.
..................................................................................................................................177
Tabela III.1 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 60 Nm .................179
Tabela III.2 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 60 Nm .................180
Tabela III.3 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 105 Nm ...............181
Tabela III.4 – Médias das variáveis de banco de provas – Torque 105 Nm ...............182
Tabela III.5 – Média e desvio padrão (DP) dos valores de emissão de poluentes (em
concentração) para torque 60 Nm..............................................................................183
Tabela III.6 – Média e desvio padrão (DP) dos valores de emissão de poluentes (em
g/kWh) para torque 60 Nm.........................................................................................184
Tabela III.7 – Média e desvio padrão (DP) dos valores de emissão de poluentes (em
concentração) para torque 105 Nm............................................................................185
Tabela III.8 – Média e desvio padrão (DP) dos valores de emissão de poluentes (em
g/kWh) para torque 105 Nm.......................................................................................186 Tabela IV.1 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............193
Tabela IV.2 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............194
Tabela IV.3 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............195
Tabela IV.4 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............196
Tabela IV.5 – Tabela de Curso de válvula (mm) x Ângulo do virabrequim (θ) ............197
Tabela IV.6 – Tabela de Coeficientes de Descarga de Admissão e Exaustão ...........200
xvii
LISTA DE SÍMBOLOS
A Coeficiente da equação de Wiebe (adimensional)
aij Coeficiente da equação polinomial de cp (adimensional)
A i Área da câmara de combustão em contato com o gás (m2)
A/C Razão ar-combustível real (adimensional)
A/Cest Razão ar-combustível estequiométrica (adimensional)
Aeff Área efetiva de escoamento (m2)
AHC Concentração dos hidrocarbonetos aromáticos (ppm)
CD Coeficiente de descarga (adimensional)
CoV Coeficiente de variação (razão do desvio padrão pela média) (adimensional)
cp,cv Calores específicos molares,respectivamente, a pressão e volume constantes (J/(mol.K))
din Diâmetro interno da tubulação conectada à porta de admissão (m)
dθ
dmBB Vazão de massa do “blow-by” (kg/graus)
dme Elemento de massa entrando no cilindro (kg)
dms Elemento de massa saindo do cilindro (kg)
dtdm
Vazão mássica (kg/h)
dθdQ
Taxa liberação de calor (kJ/graus)
dvi Diâmetro interno da válvula de referência (m)
D Diâmetro interno do cilindro (m)
E15 Gasolina pura com adição de 15% (v/v) de etanol anidro (adimensional)
E25 Gasolina pura com adição de 25% (v/v) de etanol anidro (adimensional)
E85 Etanol anidro com adição de 15% (v/v) de gasolina pura (adimensional)
f Fator de vaporização do combustível (adimensional)
hAVL Coeficiente de transferência de calor (W/(m2.K))
hBB Entalpia do “blow-by” (J/kg)
he Entalpia por unidade de massa que entra no cilindro (J/kg)
hs Entalpia por unidade de massa que sai do cilindro (J/kg)
xviii
hp Coeficiente de transferência de calor da parede (W/m².K)
h Woschni Coeficiente de transferência de calor por Woschni (W/(m2.K))
H0 Gasolina pura com adição de 25% (v/v) de etanol anidro (adimensional)
H30 Combustível composto por 70% (v/v) de combustível H0 e 30% de etanol hidratado (adimensional)
H50 Combustível composto por 50% (v/v) de combustível H0 e 50% de etanol hidratado (adimensional)
H80 Combustível composto por 20% (v/v) de combustível H0 e 80% de etanol hidratado (adimensional)
H100 Combustível composto apenas por etanol hidratado (adimensional)
H/C Relação molar hidrogênio/carbono (adimensional)
Humid Umidade absoluta do ar de admissão (g água /kg ar seco)
IA Incerteza tipo A -
IB Incerteza tipo B -
IC Incerteza combinada -
IE Incerteza expandida -
k Razão de calores específicos (adimensional)
kab Fator de abrangência (adimensional)
L Comprimento da biela (m)
M Massa de gás (kg)
M Coeficiente da equação de Wiebe (adimensional)
mc Massa de gás no cilindro (kg)
mcavidade Massa da cavidade do interior da câmara de combustão (kg)
mev Massa de combustível evaporado (kg)
MFB (θ) Fração de massa de combustível queimado normalizada em função do ângulo de eixo do virabrequim (θ)
(adimensional)
O/C Relação molar oxigênio/carbono (adimensional)
P, V, T Pressão, volume e temperatura instantâneos (kPa, m3, K)
P0 Pressão do cilindro na compressão (sem combustão) (MPa)
Po1 Pressão de estagnação antes da entrada na válvula (kPa)
xix
P1, V1, T1 Pressão, volume e temperatura no fechamento da admissão (kPa, m3, K)
P2 Pressão estática após passagem pela válvula (kPa)
Pc Pressão do cilindro (kPa)
PCI Poder calorífico inferior (MJ/kg)
Pmax Pressão máxima no cilindro medida experimentalmente (MPa)
Pot Potência no eixo do dinamômetro (kW)
Prent Parâmetro de entrada (adimensional)
Prsaid Parâmetro de saída (adimensional)
qev Calor de evaporação do combustível (J)
Qcomb Calor Liberado pelo Combustível (kJ)
Qp Quantidade de energia transferida pela parede do cilindro (J)
Q(θ) Calor liberado até o ângulo θ (kJ)
Qt Calor total liberado (kJ)
R Constante de gás ideal da mistura (J/kg.K)
Rj Constante de gás ideal para cada espécie (J/kg.K)
Rv Raio do eixo do virabrequim (m)
R2 Coeficiente de determinação (adimensional)
R2adj Coeficiente de determinação ajustado (adimensional)
R Constante universal dos gases ideais (J/(mol.K))
S Distância entre o pistão e o ponto morto superior (m)
s(θ) Curso do pistão (m)
S Desvio padrão -
Sensib Coeficiente de sensibilidade normalizado do parâmetro de saída
(adimensional)
To1 Temperatura de estagnação antes da entrada na válvula
(K)
Tc Temperatura do gás no cilindro (K)
xx
Tp Temperatura da parede (K)
Tpistão Temperatura do pistão (K)
V Volume do cilindro (L)
Var Vazão mássica de ar do motor (kg/h)
Vcarbono Vazão mássica de carbono (g/h)
VcarbEsp Vazão específica de carbono (g/kWh)
Vcomb Vazão mássica de combustível do motor (kg/h)
Vd Volume deslocado (m3)
Vcavidade Volume das cavidades (L)
U Energia interna específica molar (J/kg)
y Relação molar hidrogênio/carbono (adimensional)
z Relação molar oxigênio/carbono (adimensional)
xxi
SÍMBOLOS GREGOS
αmr Coeficiente de transferência de calor para o meio externo (W/m²h)
β Variável auxiliar usada no cálculo do escoamento (adimensional)
∆θ Duração da combustão (graus)
∆θid Atraso de combustão segundo HEYWOOD et al. (1979) (graus)
∆θ*id Atraso experimental de combustão (graus)
∆θ*b Duração experimental de combustão utilizada por HEYWOOD et al. (1979)
(graus)
∆Prent Variação (+2 % ou -2%) do parâmetro de entrada (adimensional)
∆Prsaid Variação (+2 % ou -2%) do parâmetro de saída (adimensional)
ηg Eficiência Global (adimensional)
θAVE Ângulo de abertura da válvula de exaustão (graus)
θ Ângulo do eixo do virabrequim (graus)
θi Ângulo de início da liberação de energia (graus)
θs Ângulo de ignição (graus)
θ10%MFB Ângulo de 10% de massa de combustível queimada (graus)
θ90%MFB Ângulo de 90% de massa de combustível queimada (graus)
λ Fator lambda – razão mássica entre a razão ar-combustível real e a estequiométrica
(adimensional)
gv Velocidade do gás admitido (m/s)
pv Velocidade média do pistão (m/s)
ρc Massa específica do combustível (kg/m3)
Φ Razão de Equivalência (adimensional)
xxii
LISTA DE SIGLAS
ABNT Associação Brasileira de Normas Técnicas
ANP Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis
APMS, DPMS Antes e Depois do Ponto Morto Superior, respectivamente
BMEP Pressão média Efetiva no Dinamômetro
CENPES Centro de Pesquisas e Desenvolvimento Leopoldo Américo Miguez de Mello
CFR Cooperative Fuel Research ou Code of Federal Regulation
CONAMA Conselho Nacional do Meio Ambiente
ECU Unidade de Controle do Motor
EGR Recirculação de Gases de Exaustão
FID Analisador do Tipo Ionização de Chama
FLEX Veículo que opera com gasolina, etanol e suas misturas
FTIR Espectroscopia no Infravermelho por transformada de Fourier
GNV Gás Natural Veicular
HCENQ Hidrocarbonetos Totais mais Etanol Não Queimado
HPLC Cromatografia Líquida de Alta Performance
IMEP Pressão Média Efetiva Indicada
INMETRO Instituto Nacional de Metrologia, Qualidade e Tecnologia
MBT Maximum Break Torque (Máximo Torque)
MFB Fração de massa de combustível queimado
PCI Poder Calorífico Inferior
PMI, PMS Ponto Morto Inferior e Superior, respectivamente
PROCONVE Programa de Controle da Poluição do Ar por Veículos Automotores
PVR Pressão de Vapor do Tipo Reid
SAE Society of Automotive Engineers
THC Hidrocarbonetos Totais
WOT “Wide Open Throttle” – Borboleta de aceleração plenamente aberta
CO_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de CO
NO_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de NOx
HC_MULT Parâmetros de ajuste do programa para a taxa de formação de HC
NO_POST Parâmetro de ajuste do programa para a pós-oxidação do NOx
HC_POST Parâmetro de ajuste do programa para a pós-oxidação do HC
HC_PARTIAL Parâmetro de ajuste do programa para a queima parcial de HC
1
CAPÍTULO 1
INTRODUÇÃO
Tem-se buscado nos últimos anos uma maior inserção dos biocombustíveis no
segmento de transporte, visando a redução da dependência do petróleo e das
emissões de CO2, principal gás responsável pelo aquecimento global. O Brasil e os
EUA são atualmente os maiores produtores e consumidores mundiais de etanol. Nos
EUA, o etanol é produzido a partir do milho apenas na forma anidra, sendo usado
principalmente na mistura com a gasolina até o percentual de 15% em volume (E15)
para veículos exclusivamente a gasolina. No Brasil, o etanol é produzido a partir da
cana de açúcar, sendo usado na forma anidra na mistura com a gasolina com
percentuais de 18% a 25% em volume (E18 - E25) (ANP, 2011a). No Brasil, o etanol
também é produzido em larga escala na forma hidratada, contendo de 4,0 a 4,9% v/v
de água (ANP, 2011b), para uso em veículos FLEX. Esses veículos podem funcionar
com gasolina com adição de etanol anidro (E18 - E25), 100% de etanol hidratado ou
misturas desses combustíveis (MELO et al., 2010; VICENTINI et al., 2011). Brasil e
EUA possuem a tecnologia FLEX sendo que, no caso americano, é permitido nos
veículos FLEX o uso da mistura com teor máximo de 85% de etanol anidro e 15% de
gasolina adicionada em volume (E85) para melhor desempenho na partida a frio do
motor. No caso brasileiro, os veículos FLEX funcionam com o uso de até 100% de
etanol hidratado. Existem iniciativas a nível internacional visando o aumento do
percentual de adições de etanol anidro à gasolina, podendo chegar até 15% em
volume de etanol anidro em alguns países, como nos EUA, ou até 25%, como
atualmente permitido para veículos do Brasil.
Outras atividades de pesquisa e desenvolvimento estão sendo feitas no país
para atendimento aos desafios de redução das emissões de poluentes e de adequação
ao uso de combustíveis alternativos, principalmente com uso do etanol no caso de
veículos leves (BAÊTA et al., 2005; AMORIM et al., 2005c; MELO et al., 2007; COSTA
et al., 2010; MELO et al., 2010) ou do biodiesel no caso de veículos pesados
(COLAÇO et al., 2010a; VALENTE et al., 2010; COLAÇO et al., 2010b; VALENTE et
al., 2011). Nesse cenário, é muito importante um melhor entendimento do
desempenho, das emissões, dos fenômenos da combustão e da modelagem
computacional dos motores FLEX, em especial na questão relacionada à adição do
etanol hidratado apenas usado no Brasil. Apesar dos estudos e experimentos
relacionados aos processos de combustão de motores terem iniciado há várias
2
décadas, ainda hoje eles são considerados de alta complexidade, tendo em vista a
coexistência de diversos fenômenos físicos e químicos.
Os estudos atuais envolvem a modelagem e simulação da cinética de muitas
reações químicas de diferentes compostos orgânicos, escoamentos reativos,
multifásicos e turbulentos, características de propagação e da velocidade de chama,
processos de transferência de calor, características de combustível e de construção da
câmara de combustão, entre outros. Como contribuição a esses estudos existe a
necessidade de se realizar análises experimentais mais profundas do desempenho e
das emissões dos motores com diferentes misturas de gasolina e etanol. Na área da
medição das emissões, existe a necessidade de uma correta medição dos
hidrocarbonetos, dos aldeídos e do etanol não queimado, quando utilizados
combustíveis com elevado percentual de oxigênio na mistura. Também é necessário o
desenvolvimento contínuo de modelos que permitam a implantação de novos
programas computacionais de simulação, principalmente nos assuntos relacionados a
novas tecnologias de motores e aos diferentes tipos de combustíveis. Existe ainda a
necessidade de desenvolvimento de modelos que abordem a variação da composição
do combustível e sua influência no desempenho e nas emissões dos motores,
incluindo o uso de combustíveis alternativos que, no processo de combustão, podem
apresentar características peculiares.
Atualmente o Brasil é o país líder mundial no uso de energia renovável em
veículos, tendo lançado em 2003 a tecnologia FLEX para os veículos com ignição por
centelha (BUCCI et al., 2003; MARSON et al., 2003). Essa tecnologia permite a
operação do veículo tanto com gasolina (gasolina com etanol anidro adicionado de 18
a 25% v/v), quanto com etanol hidratado, em qualquer percentual de mistura desses
combustíveis, sendo um caso único no mundo quanto ao uso de etanol hidratado em
larga escala. Essa tecnologia teve grande penetração no mercado brasileiro de
veículos, representando em 2010 aproximadamente 85% de vendas de novos veículos
no país (MELO et al., 2010; VICENTINI, 2011). Com relação ao desempenho desses
veículos, muitas pesquisas estão sendo feitas no país no sentido de se conseguirem
melhores resultados de emissões e de consumo (VICENTINI et al., 2005; AMORIM et
al., 2005a; AMORIM et al., 2005c; BAÊTA, 2006; MELO et al., 2007; MELO et al.,
2010; COSTA et al., 2010; MACHADO et al., 2011). Também foram realizados estudos
para avaliação do desempenho de motores FLEX com o uso de gás natural veicular
(GNV) (AMORIM et al., 2005a; AMORIM et al., 2005b; AMORIM et al., 2005c; BAÊTA,
et al., 2005; MELO et al., 2006; MELO et al., 2007). Em agosto de 2006, foi iniciada a
comercialização do veículo Siena TETRAFUEL da FIAT, primeiro modelo
multicombustível do país produzido por uma montadora.
3
Apesar de vários trabalhos experimentais terem sido publicados no país nos
últimos anos, ainda existem necessidades de estudos adicionais tanto na área
experimental, quanto na área de simulação computacional. Para esses estudos devem
ser considerados os principais desafios atuais de tecnologia FLEX, que são: a redução
das emissões de etanol não queimado e de aldeídos, que contribuem para a formação
de ozônio na troposfera (VICENTINI, 2011) e a melhora de sua eficiência energética,
uma vez que está em andamento o programa de etiquetagem de consumo veicular
(CARVALHO et al., 2011a).
A maior lacuna identificada no estudo dos motores FLEX foi referente a estudos
experimentais e de simulação com o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na
gasolina. Dessa forma foi escolhido como tema dessa tese um estudo experimental
detalhado sobre o desempenho, emissões e parâmetros de combustão de um motor
FLEX operando com diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina. Com relação
às emissões foi incluída uma análise experimental que verificasse as emissões de
forma separada dos hidrocarbonetos, etanol não queimado e aldeídos. Também foi
incluído no tema a elaboração de um modelo computacional para o motor FLEX, sendo
os dados de simulação de combustão e de emissões validados experimentalmente.
1.1. Objetivos do Trabalho
O objetivo geral da presente Tese é a realização de uma análise experimental e
de uma simulação computacional validada com os dados experimentais para um motor
tipo FLEX operando com gasolina, etanol hidratado e diferentes percentuais de mistura
desses combustíveis. Faz parte do escopo desse trabalho a investigação do
comportamento da mistura ar-combustível no interior da câmara de combustão,
relacionando o desempenho e as emissões do motor com as características dos
combustíveis (etanol e gasolina). Devido às particularidades dos combustíveis usados
no Brasil, serão utilizadas suas propriedades físico-químicas obtidas em análises
laboratoriais contribuindo para uma maior confiabilidade dos estudos experimentais e
das simulações realizadas.
4
1.2. Justificativa e Contribuição da Tese
Um dos desafios da tecnologia FLEX é a redução das emissões veiculares de
aldeídos e de etanol não queimado, poluentes que contribuem para a formação de
ozônio na troposfera (MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011). Também é importante um
aumento da eficiência energética desses veículos, diante do programa de etiquetagem
de consumo veicular em andamento no Brasil (CARVALHO et al., 2011a). Na área de
modelagem, não existem muitos resultados de simulação disponíveis com o uso da
tecnologia FLEX e com o uso dos combustíveis nacionais. Nesse cenário, essa tese se
justifica e pode contribuir para a comunidade científica por:
• Disponibilizar dados detalhados de análise físico-químicas de diferentes misturas de
gasolina e etanol hidratado para uso em calibrações de motores FLEX e/ou em
modelagem de motores com combustíveis nacionais.
• Realizar análise experimental e disponibilizar dados de parâmetros de desempenho,
de combustão e de emissões para diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina,
contribuindo para estudos de melhora de eficiência global e de redução de emissões
em veículos e motores FLEX. Esses resultados também possibilitam a validação de
novos modelos computacionais para esses motores.
• Disponibilizar resultados experimentais da emissão de hidrocarbonetos, aldeídos e
etanol não queimado por técnica de espectroscopia no infravermelho por transformada
de Fourier (FTIR). Esses dados representam uma evolução dos resultados de
hidrocarbonetos normalmente reportados na literatura, que utilizam o método FID
(Analisador de hidrocarbonetos por ignição de chama), que não permite a identificação
das emissões de aldeídos e de etanol não-queimado.
• Analisar a combustão e a eficiência global do motor FLEX operando com diferentes
misturas de etanol hidratado e em várias condições de operação do motor.
• Elaborar e validar um modelo para motor FLEX com o uso de dados experimentais
para diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina e diferentes regimes de
operação do motor.
• Estudar os limites de aplicação da equação de Wiebe duas zonas, como ferramenta
para uso em modelagem quasi-dimensional acoplada a modelos de cinética química,
para simulação de emissões de diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina.
Apesar das contribuições do trabalho para o aprimoramento de modelos
computacionais, as contribuições mais relevantes dessa tese de doutorado são
referentes à parte experimental do trabalho.
5
1.3. Organização da Tese
O Cap. 2 apresenta uma revisão bibliográfica e o estado da arte na área de
experimentos em banco de provas e de modelagem de motores. São descritos
experimentos em bancos de provas com o uso de misturas gasolina-etanol em
diferentes percentuais e seus efeitos no desempenho e nas emissões de motores.
Também está incluída uma explicação sobre os tipos de modelos computacionais
usados (zero-dimensionais, quasi-dimensionais, unidimensionais e multidimensionais)
existentes. Ao final do Cap. 2 é descrita a contribuição da tese.
O Cap. 3 descreve as metodologias usadas no trabalho, tanto para a realização
dos experimentos, quanto para as simulações computacionais. Estão incluídas
informações da instrumentação, do motor, dos combustíveis, bem como da teoria do
programa de simulação.
O Cap. 4 apresenta os resultados experimentais e de simulação computacional
com o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina em diferentes
condições de operação.
O Cap. 5 apresenta os comentários finais, a contribuição do doutorado e as
propostas de trabalhos futuros.
6
CAPÍTULO 2
REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE
2.1. Aspectos Gerais
As pesquisas e estudos relacionados ao desempenho e a modelagem de
motores têm avançado muito nos últimos anos, porém existe a necessidade de se
aprofundar os estudos sobre a tecnologia de veículos do tipo FLEX. Na área
experimental, o uso do etanol pode provocar elevada emissão de aldeídos e de etanol
não queimado (MELO et al., 2009; SALES et al., 2011), temas que precisam ser
estudados em maior profundidade. Existem desafios para a medição precisa desses
poluentes, considerando o fato que a análise dos hidrocarbonetos totais pode sofrer
influência de compostos oxigenados presentes na exaustão.
Na área de modelagem de motores, apesar de diversas pesquisas já realizadas,
foi verificado que ainda existem diversos desafios tecnológicos a serem superados,
principalmente aqueles relacionados ao estudo de modelos que consideram a
influência da composição dos combustíveis no desempenho de motores, além da
adição de etanol à gasolina em diferentes proporções. Mesmo grandes empresas e
institutos de pesquisas internacionais, reconhecidos na área de combustão,
apresentam limitações no desenvolvimento de modelos que levem em consideração a
variação da composição dos combustíveis e a adição de oxigenados na gasolina.
Como a maioria dos clientes dessas empresas utiliza os programas computacionais
para o desenvolvimento de motores, normalmente é adotado um combustível de
referência (iso-octano) para representar uma gasolina típica. No caso brasileiro existe
ainda uma particularidade que é o uso do etanol hidratado (contém de 4,0 a 4,9% v/v
de água) e seu uso em misturas com a gasolina brasileira (gasolina com 18% a 25%
v/v de etanol anidro). Apesar dessa aplicação ser um caso específico a nível
internacional, o etanol hidratado é aplicado em uma grande frota de veículos do tipo
FLEX, tecnologia que representa, desde 2009, mais de 80% de novas vendas de
veículos no Brasil (MELO et al., 2009; MELO et al., 2010; VICENTINI et al., 2011).
O uso da curva de pressão no interior do cilindro do motor, como ferramenta
para o estudo dos fenômenos da combustão, encontra aplicação crescente não só nas
universidades, mas também em empresas automotivas e de software que buscam
nessa medição uma maneira de validar os modelos computacionais desenvolvidos.
7
Atualmente, o uso da tecnologia FLEX possui aplicação crescente no mercado
brasileiro, não existindo até o momento muita literatura técnica publicada na área de
análise experimental avançada e de modelagem desses motores e, em especial, no
uso de diversas misturas de etanol hidratado na gasolina.
Durante a pesquisa bibliográfica foi feito um grande levantamento de literatura
técnica, incluindo base de dados de revistas especializadas de renome internacional.
Também foi feita pesquisa na base de dados da SAE (Society of Automotive
Engineers) que apresenta diversos trabalhos do setor automobilístico e na área de
combustíveis. Foram obtidos trabalhos de simulação com o uso de modelos
termodinâmicos ou zero-dimensional (função apenas do tempo), quasi-dimensionais,
unidimensionais (tempo e uma direção), bem como modelos multidimensionais (função
do tempo e do espaço). Os modelos termodinâmicos encontram maior aplicação em
universidades e institutos de pesquisa, porém existem aplicações comerciais que os
utilizam como submodelos dentro de um modelo principal do tipo multidimensional ou
unidimensional. Devido à complexidade, os modelos unidimensionais e
multidimensionais normalmente são projetados por grandes empresas que
disponibilizam, em alguns casos, os programas ou códigos para comercialização e uso
por terceiros. Foram também pesquisados trabalhos experimentais e de modelagem
específicos sobre a influência da adição do etanol à gasolina no desempenho e nas
emissões de motores.
2.2. Modelagem de Motores
2.2.1. Tipos de Modelos de Combustão em Motores
Entre as referências da literatura para classificação de modelos de combustão
destacam-se: HEYWOOD (1980), JAMES (1984) e RAMOS (1989). Segundo
HEYWOOD (1980), esses modelos podem ser divididos em três categorias: zero-
dimensionais, quasi-dimensionais e multidimensionais. Os modelos zero-dimensionais
e os quasi-dimensionais são também conhecidos como fenomenológicos ou
termodinâmicos, pois são estruturados em torno da análise termodinâmica dos fluidos
de trabalho do motor.
Segundo HEYWOOD (1980), os modelos zero-dimensionais são construídos
com base na primeira lei da termodinâmica e o tempo é a única variável independente.
A taxa de queima do combustível é obtida através de um submodelo obtido
empiricamente. Na modelagem quasi-dimensional, é utilizada a taxa de queima de um
submodelo físico, baseado em um processo de combustão turbulenta, com o objetivo
8
de se prever o atraso e a evolução da combustão. Estes parâmetros são
representados em função de dados de operação e de projeto do motor. Os gases do
cilindro são subdivididos em duas zonas: gases queimados (produtos da combustão) e
gases não queimados. A frente de chama é considerada como sendo geralmente de
formato esférico, permitindo um cálculo de sua velocidade. Esses modelos são muito
usados para estudo de emissões de poluentes, principalmente formação de óxidos de
nitrogênio (NOX), hidrocarbonetos não queimados (THC) e material particulado (no
caso de motores diesel).
Os modelos multidimensionais utilizam equações diferenciais de conservação
de energia, massa, quantidade de movimentos e espécie química em conjunto com
modelos que descrevem os escoamentos turbulentos e de camada limite, reações
químicas, entre outros (PARROTIS et al., 2012). Nesses casos a solução numérica
descreve os fenômenos físicos no tempo e espaço. Esses modelos devem ser capazes
de fornecer informações detalhadas sobre o escoamento da mistura ar- combustível
dentro do motor, além de informações sobre a razão de propagação e a geometria da
frente de chama durante o processo de combustão. O conjunto de equações de
conservação inclui massa, energia, quantidade de movimento e conservação de
espécies em uma, duas ou três dimensões. Dentro de um modelo multidimensional,
algumas vezes podem ser incluídos submodelos zero-dimensionais ou quasi-
dimensionais. Os modelos multidimensionais podem requerer um grande tempo
computacional, além de possuírem uma complexidade bastante elevada em alguns
casos.
JAMES (1984) classifica os modelos em zero-dimensional ou termodinâmicos,
unidimensional, multidimensional e híbrido. Os modelos do tipo zero-dimensional foram
divididos em três subgrupos, segundo critérios de uso da taxa de massa queimada. O
primeiro subgrupo é conhecido como “modelos de taxa de queima definida”, podendo
utilizar a equação de Wiebe ou a equação do cosseno, por exemplo, para representar
a fração de massa de combustível queimado. O segundo grupo é chamado “modelos
de frente de chama turbulenta”, pois esses modelos relacionam a velocidade turbulenta
de queima à intensidade do fluxo turbulento. O terceiro subgrupo é chamado “modelo
de combustão com zona dividida”, sendo equivalente ao modelo quasi-dimensional
definido por HEYWOOD (1980). Os modelos híbridos são usados para reduzir a
distância entre os modelos multidimensionais e os modelos quasi-dimensionais,
permitindo que as equações de fluxo turbulento possam ser acopladas a submodelos
do tipo termodinâmico do processo de combustão e troca de calor entre outros.
9
RAMOS (1989) classifica os modelos de combustão de outra forma. Ele divide
os modelos em quatro classes: zona-simples, multizona, unidimensional e
multidimensional. Comparando essa divisão com a proposta por HEYWOOD (1980), a
modelagem de zona-simples equivale ao modelo zero-dimensional, a modelagem
multizona a um modelo quasi-dimensional, e a modelagem unidimensional e
multidimensional a um modelo multidimensional.
Outra classificação dos modelos é reportada por MASSA (1992) que os divide
em caráter preditivo ou de diagnóstico. Os modelos preditivos objetivam uma previsão
de desempenho, consumo e emissões do motor, a partir da modelagem dos
fenômenos físicos e químicos que governam os seus processos. Um modelo
totalmente preditivo é extremamente complexo, pois o conhecimento da taxa de
queima e da velocidade de propagação de chama, por exemplo, não estão disponíveis
a priori para diferentes combustíveis em determinado motor. O modelo diagnóstico
propõe a substituição de submodelos de complexidade elevada ou com hipóteses
construídas empiricamente por dados experimentais. Ao se utilizar dados
experimentais como dados de entrada do modelo, esse se torna representativo da
condição testada e seus resultados serão um diagnóstico da mesma. Dentro de um
modelo do tipo diagnóstico podem existir submodelos preditivos. Essa tese adota a
terminologia sugerida por HEYWOOD (1980).
2.2.2. Modelos Termodinâmicos Zero-Dimensionais
Os modelos termodinâmicos zero-dimensionais podem ser divididos em quatro
subcategorias de acordo com a forma de equacionamento da razão de calores
específicos (k) e da inclusão ou não da influência de perda de calor pela parede.
A melhor definição de modelo termodinâmico zero-dimensional foi encontrada
em LANZAFAME et al. (2003), mostrando que esse tipo de modelo possui a vantagem
de permitir uma descrição simplificada dos fenômenos físicos (calor liberado durante a
combustão e troca de calor entre o gás e a parede do cilindro), permitindo um ganho
de tempo computacional. São consideradas quatro aplicações diferentes para esse
modelo, sendo:
• Aplicação básica da 1a Lei da Termodinâmica – k é constante e não há troca de calor
entre o gás e a parede do cilindro;
• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica e troca de calor – k é constante e existe troca
de calor entre o gás e a parede do cilindro;
10
• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica com k variável – k é função da temperatura e
não há troca de calor do gás com a parede;
• Aplicação da 1a Lei da Termodinâmica com k variável e com troca de calor pela
parede – k é função da temperatura e há troca de calor do gás com a parede.
A modelagem de k constante ainda é encontrada freqüentemente quando é
aplicada a 1a Lei da Termodinâmica, porém a modelagem mais precisa é a que prevê o
uso de k em função da temperatura e com troca de calor pela parede.
A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados e referentes
à modelagem termodinâmica zero-dimensional.
CATON (2000a) estudou a modelagem termodinâmica em um trabalho
comparativo de duas abordagens matemáticas para predição do desempenho de
motores com ignição por centelha. Na primeira, utilizou hipóteses simplificadoras
comuns em modelos termodinâmicos básicos: a mistura ar-combustível foi considerada
como um fluido homogêneo formado por um único componente e a razão de calores
específicos foi considerada constante. Na segunda abordagem, realizou uma análise
com algoritmos específicos para determinar a evolução das propriedades do gás no
interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim. O
objetivo da comparação era avaliar as discrepâncias existentes entre as duas
abordagens, de forma a se constatar a validade do uso de um modelo básico na
predição das principais características do processo de combustão e do aproveitamento
de energia que ocorre em um motor. Para ambas as formulações, a modelagem da
queima foi feita com a utilização da equação de Wiebe para caracterizar a taxa de
fornecimento de energia proveniente da combustão. Esta equação foi aplicada na 1a
Lei da Termodinâmica juntamente com a equação de estado dos gases ideais para
obter equações diferenciais para pressão e temperatura no interior da câmara de
combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim. As trocas térmicas pela
parede do cilindro também foram levadas em consideração com a aplicação da lei de
resfriamento de Newton. O coeficiente de transferência de calor foi obtido por uma
correlação de Woschni.
Os resultados do trabalho mostraram comportamentos qualitativos muito
semelhantes para as duas abordagens (CATON, 2000a). Numericamente, os valores
mostraram uma aderência razoável, diferindo principalmente nos valores máximos,
referentes às propriedades instantâneas como pressões e temperaturas. Nos casos
estudados, a abordagem básica forneceu resultados de pressão e temperatura
11
maiores do que a abordagem completa, obtendo-se resultados próximos para a
eficiência térmica e potência disponível. Foi concluído que o desempenho global de um
motor pode ser previsto com boa aproximação pela formulação de propriedades
constantes e que as principais características do processo podem ser preservadas,
desde que os valores destas propriedades sejam escolhidos de forma criteriosa. Uma
contribuição importante do trabalho de CATON (2000a) foi mostrar que com o uso de
uma abordagem termodinâmica básica há uma tendência de cálculo de valores de
pressões e temperatura do cilindro mais elevadas do que os da abordagem mais
detalhada.
ALLA (2002) realizou simulações computacionais de um motor de quatro
tempos com ignição por centelha, com o objetivo de analisar os parâmetros de
desempenho do motor em função de diversas variáveis. Foi estudado o efeito da
variação das propriedades da mistura ar-combustível (razão de equivalência e razão
de calores específicos), das características do processo de combustão (duração e
ângulo de ignição) e também da geometria do motor (razão de compressão). A
Equação de Wiebe foi utilizada para modelar o comportamento da evolução da queima,
estabelecendo assim a taxa de fornecimento de energia proveniente da combustão. O
valor total da energia fornecida no fim do processo era função da massa de
combustível admitida, do seu poder calorífico e também da eficiência da combustão.
Foi adotada a hipótese de gases ideais, escrita a equação de estado dos gases, e
substituída na equação da 1ª
Lei da Termodinâmica em função do ângulo do eixo do
virabrequim. Na formulação, os calores específicos foram considerados constantes.
Para a obtenção do trabalho realizado no pistão foi feita a integração da expressão da
pressão versus o diferencial de volume. A energia transferida pela parede do cilindro
foi calculada pela lei de resfriamento de Newton com o coeficiente de transferência de
calor sendo gerado por uma correlação empírica.
Como resultado, foi verificado, primeiramente, o aumento da eficiência térmica
acompanhando o aumento da razão de compressão, através da visualização do gráfico
do trabalho em função do ângulo do eixo do virabrequim (ALLA, 2002). Mesmo com a
necessidade de se desprender mais energia para chegar ao ponto morto superior,
devido à maior razão de compressão, o valor final da energia transmitida ao pistão foi
maior. Através da avaliação do efeito da variação da razão de equivalência da mistura,
foram constatados maiores picos de pressão conforme o enriquecimento da mistura,
com conseqüente aumento na geração de trabalho, partindo de misturas pobres até
levemente ricas. Para o cálculo da eficiência térmica, porém, a razão de equivalência
foi levada a valores ainda maiores e pôde-se perceber que a partir de um determinado
12
ponto a eficiência térmica passava a diminuir sensivelmente por causa da queda na
eficiência da combustão. Através desta análise foi determinado o valor da razão de
equivalência que fornecia a melhor eficiência térmica.
Outro importante parâmetro de desempenho analisado foi o ângulo de ignição
(ALLA, 2002). Realizando cálculos com a combustão iniciando-se em diferentes
ângulos, foram obtidos valores menores para os picos de pressão conforme se
retardava a centelha. Juntamente a isso foram calculadas as eficiências térmicas para
cada caso e observou-se o ângulo ótimo para o início da combustão. O trabalho
também analisou o efeito da duração da combustão na eficiência térmica, de forma a
se determinar uma duração de combustão ótima, parâmetro que pode ser usado no
projeto da geometria da câmara de combustão. Esse trabalho contribuiu para o
trabalho de MELO (2007) principalmente devido à correlação que foi proposta para a
eficiência da combustão em função do valor do fator lambda (λ) da mistura ar-
combustível e pelo ajuste de experimentos dos parâmetros de Wiebe em experimentos
de um motor com ignição por centelha.
SANTOS JUNIOR (2004) estudou a modelagem termodinâmica zero-
dimensional na predição do ciclo operacional de um motor com ignição por centelha
movido a gás natural. O modelo era válido para o instante após o fechamento da
válvula de admissão até a abertura da válvula de escapamento. Para a modelagem da
combustão foi utilizada a função pré-estabelecida de Wiebe, utilizando para o fator m o
valor de 2 e para o fator a o valor de 5, segundo recomendação de ALLA (2002). Para
a estimativa do calor trocado com a parede foi utilizada a equação de Woschni
(WOSCHNI, 1967). As equações polinomiais descritas em VAN WYLEN et al. (1995)
foram usadas para o cálculo da equação de calor específico a pressão constante como
função da temperatura. Para resolver o sistema de equações diferenciais foi elaborado
um programa de simulação com o aplicativo MATHEMATICA da Wolfram Research
Inc. (SPHAIER, 2001), para a predição da curva de pressão do cilindro, cálculo do
trabalho e do calor liberado pelo combustível, entre outros. Esse programa foi
verificado e ajustado com base em dados experimentais publicados por SHUDO et al.
(2002). Como este não informava alguns dados de entrada necessários para o modelo,
foram feitas estimativas da composição do gás natural, da temperatura de admissão do
motor e da massa admitida de combustível, entre outros. Nos resultados finais os
dados simulados de uma curva de pressão, potência, energia liberada pela parede,
entre outros, apresentaram diferenças inferiores a 10% em relação a valores
experimentais.
13
Entre os trabalhos futuros, SANTOS JUNIOR (2004) sugere um estudo
comparativo das diferentes equações para estimativa do coeficiente de transferência
de calor pela parede do cilindro. O autor também sugere o uso da taxa de variação do
calor específico a pressão constante em função do ângulo do eixo do virabrequim,
tornando o modelo mais genérico. Esse trabalho teve a limitação de usar várias
aproximações para os parâmetros de entrada do modelo, uma vez que o artigo
utilizado com os dados experimentais não era completo. Também não houve análise e
simulação das emissões.
MELO (2007) desenvolveu, a partir do trabalho de SANTOS JUNIOR (2004) um
modelo termodinâmico computacional dos processos de compressão, combustão e
expansão da gasolina, etanol e gás natural para predição do desempenho de um motor
com ignição por centelha do tipo FLEX (gasolina e etanol) com kit de gás natural
veicular (GNV) instalado. Para a modelagem da combustão foi utilizada a função pré-
estabelecida de Wiebe, para caracterização da fração de massa de combustível
queimado, utilizando-se inicialmente m=2 e a=5, segundo recomendação de ALLA
(2002). Porém, para as simulações do uso de gasolina houve a necessidade de se
modificar esses parâmetros para a=2 e m=1. Dessa forma, foram obtidos melhores
resultados de fração de massa de combustível queimado calculada por Wiebe e
também um melhor ajuste da curva de pressão. A equação da 1ª Lei da
Termodinâmica foi reescrita como função do ângulo do eixo do virabrequim.
Considerando-se a hipótese de gás ideal, foi gerado o sistema de equações
diferenciais.
Para estimativa da energia perdida pela parede foi utilizada a equação de
resfriamento de Newton com coeficiente de transferência de calor dado pela equação
de Woschni (WOSCHNI, 1967), sendo os ajustes de correção obtidos em função do
ângulo de avanço (MELO, 2007). Foram desenvolvidas equações polinomiais
logarítmicas para o cálculo da evolução do calor específico a pressão constante como
função da temperatura, específicas para cada tipo de combustível, segundo
LANZAFAME et al. (2001, 2002, 2003, 2005). Entre as simplificações adotadas pelo
modelo se destacam: mistura uniformemente distribuída na câmara de combustão;
mistura admitida formada somente por ar, metano e etano; mistura comporta-se como
gás ideal; não é considerada a propagação da frente de chama; razão dos calores
específicos varia com a temperatura; temperatura da parede do cilindro é considerada
constante; início e duração da combustão calculados a partir de dados do equipamento
de medição de pressão do motor; consideração de processo politrópico entre o
fechamento da válvula de admissão até o início da combustão. Entre os dados de
entrada do modelo, são necessários: geometria básica do motor, funcionamento do
14
motor (rotação, ângulo de ignição, duração da combustão, temperatura da parede do
cilindro) e mistura admitida (pressão e temperatura iniciais, poder calorífico inferior do
combustível, razão ar-combustível de operação, massa da mistura admitida por ciclo,
duração, atraso e eficiência da combustão).
Foi criado um programa de simulação com o aplicativo MATHEMATICA
(SPHAIER, 2001), para o cálculo da curva de pressão do cilindro, cálculo do trabalho e
do calor liberado pelo combustível, entre outros, através da solução de um sistema de
equações diferenciais baseadas na 1ª lei da Termodinâmica (MELO, 2007). Como
resultado de saída do modelo foram gerados perfis de pressão e de temperatura do
gás no interior da câmara de combustão em função do ângulo do eixo do virabrequim
para os 3 combustíveis (gasolina, etanol e GNV), possibilitando a avaliação de
parâmetros de desempenho do motor em diferentes condições de trabalho. Os
resultados teóricos foram comparados, para efeitos de validação, com resultados
experimentais obtidos em um banco de provas com um motor FLEX, 1.8 L com kit de
GNV, operando com gasolina, etanol hidratado e GNV. Os resultados da simulação de
todas as curvas de pressão tiveram diferenças em torno de 4% dos valores
experimentais encontrados. Foram encontrados menores valores de coeficiente de
variação do IMEP (Pressão média efetiva Indicada) e do coeficiente de variação da
pressão máxima como uso do etanol em relação ao uso da gasolina, sinalizando uma
combustão mais estável desse combustível. Entre as principais contribuições do
trabalho de MELO (2007) podem ser citadas a disponibilização de propriedades físico-
químicas da gasolina com adição de etanol anidro, do etanol hidratado e do gás natural
veicular (GNV) usados no Brasil. Também deve ser considerada a contribuição pela
elaboração de equações logarítmicas com uma única faixa de temperatura para o calor
específico a pressão constante (cp) dos combustíveis. Fato que contribuiu para uma
simplificação do programa computacional desenvolvido com significativa redução do
tempo de simulação. Entre as limitações estão o uso de apenas uma zona de
combustão e ausência de resultados de emissões.
TENG (2011) estudou a aplicação de um modelo unidimensional dos sistemas
de admissão e exaustão de um motor monocilíndrico diesel na simulação de um motor
diesel turbo V8 e de um modelo zero-dimensional para a simulação da combustão com
o uso do modelo de Wiebe de uma zona. Entre os critérios adotados no modelo estão:
o nível de flutuação da pressão dos sistemas de admissão e exaustão do motor
monocilíndrico devem estar dentro dos limites de variação do motor V8; as vazões de
gás na admissão e exaustão dos motores devem ser próximas; a pressão do cilindro
para a simulação no motor monocilíndrico deve ser próxima da pressão do motor V8.
15
Foi utilizado o software BOOST da empresa AVL e pequenas diferenças de resultados
foram observados entre os valores experimentais e simulados no motor monocilíndrico.
O artigo conclui que é possível utilizar o modelo implementado para o motor
monocilíndrico para estudar o comportamento da combustão do motor turbo V8 diesel.
YELIANA et al. (2011) estudaram um método para otimizar o ajuste da equação
de Wiebe para diferentes misturas de gasolina e etanol em um motor com ignição por
centelha com diferentes razões de compressão e diferentes níveis de EGR
(recirculação dos gases de descarga). A estimativa dos parâmetros da equação de
Wiebe foi feita por uma solução analítica e pelo método dos mínimos quadrados para
ajuste da fração de massa de combustível queimado calculada. Foi utilizado um motor
monocilíndrico (CFR) com taxa de compressão variável (8, 10, 12, 14 e 16) e cinco
misturas de etanol anidro na gasolina (E0, E20, E40, E60 e E84). A rotação do motor
foi mantida constante em 900 rpm e a carga (BMEP) em 330 kPa. A razão ar-
combustível foi mantida estequiométrica para todos os combustíveis. O ajuste de
avanço foi feito para o ponto de máximo torque (MBT) sem a ocorrência de detonação
audível. Os autores concluem que o método de otimização do ajuste dos parâmetros
de Wiebe é rápido e que a fração de massa de combustível queimado calculada com o
uso dos ajustes apresenta pequenos erros em relação aos valores dos experimentos.
A principal contribuição desse trabalho é mostrar a possibilidade de uso de um método
matemático e não empírico para um ajuste rápido e preciso para os parâmetros usados
na equação de Wiebe.
Dentre outros trabalhos que utilizaram modelos zero-dimensionais, podem ser
mencionados: COLAÇO et al. (2010a) estudaram a simulação da curva de pressão de
um motor monocilíndrico diesel operando com diferentes misturas de óleo diesel e
biodiesel; ALIX et al. (2011) compararam o desempenho do modelo zero-dimensional
com o unidimensional para estudos de sistemas de dutos em motores com ignição por
centelha; GALINDO et al. (2011) estudaram o uso da equação de Wiebe para a
simulação da combustão de motores dois tempos.
2.2.3. Modelos Termodinâmicos Quasi-Dimensionais
BENSON et al. (1975) estudaram um modelo de simulação para um motor
monocilíndrico com ignição por centelha, incluindo os sistemas de admissão e de
exaustão do motor. Foi adotado o modelo quasi-dimensional, em que a simulação
necessitava de apenas um fator de correção para ajuste da velocidade da frente de
chama turbulenta de forma a completar os cálculos do ciclo, incluindo a predição dos
valores de óxido nítrico (NO). Equações de equilíbrio termodinâmico para as diferentes
16
espécies (H2O, OH, H, N2, N, CO2, O2, O, NO) foram usadas. O estudo dos gases de
escapamento incluiu reações químicas que ocorrem na tubulação de escape do motor.
O estudo obteve resultados de simulação do ciclo do motor satisfatórios quando
comparados com os valores experimentais, incluindo valores para predição de NO. O
trabalho conclui que o programa escrito para simulação pode ser usado para auxiliar o
projeto de dutos de admissão de ar e de escapamento, como também estudar outros
tipos de problemas tais como localização de catalisadores, válvulas de recirculação de
gases de escape (EGR), entre outros.
MASSA (1992) apresentou um trabalho sobre o desenvolvimento e a aplicação
de um modelo computacional para análise de combustão em motores com ignição por
centelha. Com base em BENSON et al. (1975) foi construído um modelo
termodinâmico quasi-dimensional do tipo diagnóstico, capaz de calcular parâmetros de
interesse para estudo da combustão, do desempenho e das emissões a partir de
resultados experimentais do motor, incluindo a curva de pressão em função do ângulo
do eixo do virabrequim. O objetivo do trabalho foi desenvolver um programa de
simulação capaz de realizar uma avaliação do desempenho de diferentes combustíveis
(gasolina, iso-octano e etanol) nos processos referentes à parte fechada do ciclo do
motor (compressão, combustão e expansão). Para simplificar as equações de
combustão e cálculos de razão ar-combustível, foi usado o princípio de combustível
equivalente, uma vez que os combustíveis do mercado brasileiro são misturas de
hidrocarbonetos-etanol ou etanol-água. A fórmula geral do combustível equivalente
usada foi CHyOz, onde C, H e O são, respectivamente, os átomos de carbono,
hidrogênio e oxigênio e (y) e (z) são os números de átomos do hidrogênio e do
oxigênio, respectivamente. As hipóteses simplificadoras adotadas na modelagem
foram:
• A mistura fresca é homogênea no interior do cilindro;
• Pressão é uniforme em toda a câmara, em todo o instante;
• A mistura fresca e a mistura de produtos de combustão comportam-se como gases
perfeitos;
• Na combustão, a câmara é dividida em duas zonas: uma contendo a mistura
queimada e outra contendo a não queimada;
• Frentes de chama esféricas separam as duas zonas, propagando-se uniformemente
em todas as direções;
• Não são consideradas trocas de calor entre as duas zonas;
17
• A mistura não queimada mantém a sua composição constante em todo o processo e
a mistura queimada está em equilíbrio termodinâmico, exceto para o NO.
Para os diferentes combustíveis simulados, foram utilizados os coeficientes das
equações para as propriedades termodinâmicas em função da temperatura, estes
fornecidos por HEYWOOD (1988). Para a gasolina também foram feitas mais três
misturas com teores de etanol anidro de 4, 15 e 30%. Além dos parâmetros do motor e
dados dos combustíveis, foram feitos ensaios experimentais em um motor
monocilíndrico ASTM-CFR Waukesha para os diferentes combustíveis, com medição
dos seguintes dados de entrada do modelo: curva de pressão por ângulo do eixo do
virabrequim, vazão mássica de ar e de combustível, pressão atmosférica, pressão de
descarga, pressão do coletor de admissão, temperatura do ar, do combustível e dos
gases de descarga, avanço de ignição e rotação do motor. Foram feitas medições de
concentração dos gases de escapamento apenas para CO e CO2, sendo feito pelo
modelo uma predição das emissões de NO para estudos qualitativos. Entre os dados
de saída, o programa simulador calculava, para diferentes combustíveis: potência
indicada, eficiência de combustão, pressão média efetiva, emissões no final do ciclo de
expansão (NO, CO, CO2) e duração da combustão.
Como conclusão, MASSA (1992) observou que os resultados do modelo foram
superiores aos resultados medidos de CO e inferiores aos medidos para CO2. No
trabalho foram considerados dados de análise dos combustíveis usados no
experimento, com exceção das curvas de calor específico a pressão constante e de
entalpia que foram obtidos de HEYWOOD (1988). O programa construído apresentou,
de forma geral, resultados coerentes com a literatura para os formatos de curva dos
gases CO, CO2 e NO, sendo considerado uma ferramenta útil para estudo e análise da
combustão em motores. Com relação a trabalhos futuros, o autor sugere a criação de
um banco dinamométrico para estudo da combustão em motores monocilíndricos, além
da elaboração de rotinas para cálculo da entalpia e do calor específico em função da
temperatura para diferentes composições químicas de gasolinas. O autor também
recomenda correlacionar a composição e as propriedades químicas dos combustíveis
com os parâmetros globais em função do tempo, para estudo do desempenho,
emissões e da combustão. Deve ser ressaltado o fato de que MASSA (1992) aplicou o
modelo desenvolvido por BENSON et al. (1975) utilizando valores de propriedades
físico-químicas experimentais da gasolina nacional. Também é importante a discussão
sobre o desenvolvimento de trabalhos futuros com o desenvolvimento de equação de
correlação de propriedades dos combustíveis e do desempenho do motor, tema
desafiador ainda nos dias atuais.
18
SUNG et al. (1997) desenvolveram um modelo de duas zonas quasi-
dimensional para motores de ignição por centelha, de forma a estudar o efeito da
geometria da câmara na combustão. Foi usado um modelo de turbulência para se
encontrar a taxa de queima da mistura ar-combustível. O modelo foi calibrado e
ajustado com base em dados de pressão do cilindro a partir de ensaios experimentais
em um motor de quatro cilindros. O trabalho conclui que esse tipo de modelo pode ser
usado para se estudar os efeitos da geometria da câmara de combustão na duração de
combustão, com resultados satisfatórios quando usando uma razão ar-combustível
próxima da mistura estequiométrica.
FOIN et al. (1999) desenvolveram um modelo quasi-dimensional para estudar o
processo de combustão em motores de ignição por centelha de forma a fornecer
informações termodinâmicas, usando como dados de entrada os registros
experimentais de pressão na câmara de combustão, em condições de detonação do
motor. O modelo operou com a hipótese de frente de chama esférica e forneceu
informações das temperaturas e concentrações dos gases queimados e não
queimados, da transferência de calor para a parede e da taxa de liberação do calor
aparente. Os ensaios experimentais foram feitos em um motor monocilíndrico CFR
modificado operando em rotação de 900 rpm e plena carga para até sete gasolinas
com teores de octanagem do tipo pesquisa (RON) diferentes. Como conclusão, o
trabalho mostra que a temperatura do gás não queimado, numa região
adiabaticamente comprimida, é uma boa aproximação para a temperatura da reação
de combustão. A pressão no instante de detonação foi correlacionada com a fração de
massa de combustível não queimado, com diferentes relações entre dois tipos de
combustíveis.
KODAH et al. (2000) realizaram um estudo para validação de um modelo
termodinâmico do processo de combustão em um motor com ignição por centelha.
Para calcular a quantidade de combustível queimada foi pré-estabelecida uma curva,
em função da propagação da frente de chama e do ângulo do eixo do virabrequim,
capaz de determinar a taxa de fornecimento de energia ao sistema. As propriedades
do gás foram obtidas através de um algoritmo que calcula a fração de cada
componente presente na câmara em função da temperatura.
A câmara de combustão foi dividida em três regiões básicas:
− Frente de chama - região onde a reação de queima de fato ocorre;
− Mistura não queimada ou mistura fresca – região a montante da frente de chama,
onde a temperatura se eleva isentropicamente devido à transferência de calor;
19
− Mistura queimada ou gases de combustão – Região onde se situam os produtos da
combustão, que se localiza a jusante da frente de chama.
Durante o processo de combustão, a frente de chama se propaga e consome a
mistura ar-combustível localizada na região de mistura não queimada.
A velocidade da frente de chama foi calculada através de uma correlação
empírica em função da rotação, da viscosidade dinâmica, da constante do gás, da
razão de equivalência da mistura, da temperatura média do gás e da energia interna
(KODAH et al., 2000). Foi utilizada a hipótese da propagação esférica da frente de
chama, sendo a distância percorrida calculada em função da sua velocidade. Dessa
forma, a superfície da frente de chama pode se adequar ao formato da câmara e à
localização da vela, permitindo o cálculo da taxa de propagação da frente de chama. A
energia transferida pela parede do cilindro também foi considerada, através do cálculo
efetuado por uma correlação empírica pela equação de Eichelberg para o coeficiente
de transferência de calor. Os resultados teóricos obtidos ficaram próximos dos
experimentais, seja para o perfil de pressão, de temperatura ou de troca térmica, sendo
as pequenas diferenças atribuídas à imprecisão da informação de avanço de ignição.
CHAN et al. (2001) realizaram um trabalho sobre modelagem dos processos
termodinâmicos que ocorrem na câmara de combustão de um motor operando com
avanços reduzidos na ignição, de forma a aumentar a disponibilidade de gases de
exaustão para aquecimento do catalisador e aumentar a sua eficiência em situações
de partida a frio do motor. Foi utilizada uma abordagem quasi-dimensional de duas
zonas para representar a combustão, isto é, o volume de controle foi dividido em uma
região de mistura queimada e outra de mistura não-queimada. Além disso, a taxa de
queima foi descrita por uma função pré-definida, adaptada para representar a mudança
crítica na distribuição de pressão no cilindro devido ao retardo anormal da centelha.
Também foi utilizada uma correlação empírica para modelar a variação de pressão
durante a exaustão, entre a abertura da válvula de descarga e o ponto morto inferior,
de forma a elevar a capacidade preditiva do modelo. O modelo foi validado em um
motor de 3 cilindros Daihatsu, com a aquisição de 50 curvas de pressão do cilindro
para cada ponto de operação testado, com desvios menores que 4 % para a pressão
máxima, em comparação com os resultados experimentais. Esse trabalho pode
contribuir nos estudos de partida a frio de veículos FLEX do Brasil, um dos principais
desafios da tecnologia (MELO et al. 2009; VICENTINI, 2011).
BARROS (2003) desenvolveu um modelo computacional para predição do
desempenho (potência, torque e consumo específico) para motores de ignição por
centelha. O código computacional foi escrito em linguagem orientada a objeto de forma
20
a facilitar futuras atualizações e também a disponibilizar o uso para a comunidade
automotiva. A modelagem foi feita em etapas com aumento de complexidade em cada
uma delas. Inicialmente foi feito um modelo simples, baseado apenas em equações
algébricas do motor, sendo esse modelo substituído por um modelo termodinâmico
zero-dimensional, para depois ser implantado o modelo quasi-dimensional. Foram
também implantados submodelos unidimensionais de forma a representar as vazões
de ar e de exaustão, incluindo a solução da equação de quantidade de movimento para
o cálculo da velocidade do gás. O programa foi validado com base em resultados
experimentais de um motor Briggs & Straton, a gasolina, modelo 195400. Os
resultados mostraram que o modelo é capaz de predizer o desempenho de um motor
com ignição por centelha, com desvios de até 4% em relação aos resultados
experimentais. O modelo também foi capaz de predizer o ângulo de avanço em que
ocorre a detonação, estimar o efeito de “blow-by” no ciclo e na pressão do cárter, entre
outras características. Esse trabalho permitiu a implantação de um programa de
modelagem do motor que pode ser usado de forma estruturada por outros estudos,
como o feito por DE PAULA (2006).
BAYRAKTAR (2005) estudou o efeito da adição de etanol anidro à gasolina no
desempenho e nas emissões de um motor com ignição por centelha. Foi utilizado um
modelo quasi-dimensional para simular o ciclo do motor, originalmente a gasolina, e
adaptado para utilizar misturas de etanol à gasolina. Foram realizados ensaios
experimentais com vários percentuais em volume (1,5% até 12%) e testes de
simulação com percentuais de até 21%. Os resultados experimentais foram
comparados com os teóricos e o autor conclui que a adição de 7,5% de etanol em
volume apresentou a máxima redução de CO e que foi possível utilizar o modelo quasi-
dimensional proposto para avaliar o efeito da adição de etanol em motores a gasolina.
A limitação desse trabalho para operação nessa tese foi o uso de pequenos
percentuais de etanol.
Dando continuidade ao estudo de BAYRAKTAR (2005), o novo trabalho de
BAYRAKTAR (2007) fez uma investigação teórica do processo de propagação da
chama turbulenta em um motor com ignição por centelha, utilizando diferentes misturas
de etanol anidro à gasolina. Um modelo quasi-dimensional foi previamente
desenvolvido pelo autor para predizer o estado termodinâmico da carga do cilindro
durante o ciclo do motor. A chama foi assumida como sendo do tipo esférica ao redor
da vela de ignição. Cálculos foram feitos para uma câmara de combustão em formato
de disco, com razão de compressão de 9,2:1 e rotação de 5800 rpm. O modelo utilizou
o iso-octano para representar a gasolina e permitiu a predição em função do ângulo do
eixo do virabrequim para propriedades geométricas da chama (raio, área de frente e
21
volume), para características de combustão (fração de massa queimada e duração de
combustão) e também para a pressão e temperatura do cilindro. Foram estudadas 3
posições do ângulo do eixo do virabrequim (-10º, ponto morto superior e +10º), sendo
o modelo validado com base em dados publicados na literatura. Foram feitos cálculos
de simulação do etanol nos percentuais de 2%, 4%, 6%, 8%, 12%, 25% e 75%, sendo
verificado que a adição de etanol até o percentual de 25% acelera o processo de
propagação de chama. As limitações do trabalho foram o uso de iso-octano para
representar a gasolina e a validação do modelo com dados de literatura. Um ponto
positivo do trabalho foi a verificação de que o percentual de até 25% de etanol anidro
acelera o processo de propagação de chama.
DE PAULA (2006) utilizou o programa de linguagem orientada a objetos
desenvolvido por BARROS (2003) para a modelagem quasi-dimensional de um motor
FIAT FIRE 1,4 L a gasolina. A validação do modelo utilizou dados experimentais do
motor testado em dinamômetro de bancada. O pistão do motor foi trocado a fim de
permitir testes de diferentes razões de compressão. A curva de pressão foi calculada
com base em um modelo tri-dimensional da câmara de combustão e a propagação da
frente de chama foi calculada pela velocidade de queima turbulenta da mistura não
queimada, conforme trabalho de BARROS (2003). O modelo desenvolvido permitiu o
cálculo de parâmetros de desempenho do motor e também o estudo dos efeitos do
escoamento e da evolução da combustão no interior do cilindro ao longo de um ciclo.
Os resultados do trabalho podem servir de referência para otimização de projetos de
motores a combustão, principalmente em questões relacionadas ao formato da câmara
de combustão para diferentes tipos de combustíveis e misturas utilizadas.
BOUGRINE et al. (2009) estudaram a modelagem e a simulação da combustão
de diferentes misturas de etanol e gasolina em um motor com ignição por centelha,
sendo usado um modelo zero-dimensional para a simulação da chama e para os
cálculos de calor liberado, de detonação e de emissões de poluentes. Os autores
informam que, na época do trabalho, ainda eram necessários estudos adicionais para
se aprofundar os conhecimentos dos impactos da adição do etanol à gasolina. É
proposto o uso de uma nova correlação para a velocidade de chama laminar, um
conjunto modificado de reações químicas na frente de chama e uma nova correlação
para o cálculo de detonação. O modelo foi validado com dados experimentais obtidos
em várias condições de operação do motor, considerando 4 percentuais de etanol,
variando de 0-30%. Variações no ângulo de avanço de ignição e na razão ar-
combustível também foram feitas.
22
Para o estudo foi usado o Modelo Coerente de Chama (CFM), que é um modelo
de combustão de duas zonas dedicado a aplicações de combustão pré-misturadas ou
parcialmente pré-misturadas (BOUGRINE et al., 2009). O modelo descreve a superfície
da chama turbulenta para estimar a taxa de queima de combustível. O modelo
considera a mistura de até 15 espécies (combustível, O2, H2, H2O, CO, CO2, N2, NO,
NO2, HC, NH3, fuligem, O, H, OH) como gases perfeitos. Cada uma das zonas (nova
carga e gases queimados) é descrita pela massa, volume, composição e temperatura.
Os resultados da simulação foram considerados satisfatórios para a pressão do
cilindro, avanço de ignição e para a pressão média efetiva (IMEP). Com relação às
emissões, houve pequenas diferenças entre os valores da simulação e os resultados
do experimento, mas o modelo se mostrou capaz de mostrar as tendências de
formação de CO e NOX para diferentes misturas de etanol. A principal limitação desse
trabalho para a aplicação nessa tese é o uso de um pequeno percentual de etanol
(30%).
Na literatura são encontrados outros trabalhos com modelagem quasi-
dimensional para estudos de emissões (LAVOIE et al., 1970; HEYWOOD, 1976;
HEYWOOD et al., 1979; LAVOIE et al., 1980; DODGE et al., 1998; BALL et al., 1999;
RAINE et al., 2002; PERINI et al., 2010; GRILL et al., 2010), análise da combustão
(HIRES et al., 1979; CATON, 2000b; CATON, 2001; LOPER et al., 2004; GARNIER et
al., 2005; GRILL et al., 2006) e para estudos de velocidade de propagação de frente de
chama (BAYRAKTAR et al.; 2003; AMBROSIO et al., 2005; LINDSTROM et al., 2005;
BAYRAKTAR, 2005).
Um dos programas de simulação computacional para motores de combustão
interna disponíveis comercialmente é o software BOOST da empresa AVL. Esse é um
programa de simulação unidimensional, pois permite a simulação dos processos de
admissão e de descarga de gases do motor considerando a configuração geométrica
de uma dimensão. Com relação à modelagem da combustão, podem ser usados
modelos termodinâmicos zero-dimensionais e quasi-dimensionais que possibilitam
também a simulação da emissão de gases queimados. Apesar de ser um software
usado internacionalmente, ainda precisa ser estudado quanto à sua capacidade de
simulação no uso de diferentes tipos de combustíveis, entre eles, a gasolina e suas
misturas com etanol hidratado (AVL, 2011).
Existem artigos publicados de modelagem quasi-dimensional com o uso do
programa AVL BOOST, por exemplo, CORDITZ et al. (2011) estudaram a modelagem
de filtros de particulados e SODRÉ et al. (2011) simularam o desempenho e as
23
emissões de um motor do ciclo diesel operando com hidrogênio. Existe uma subdivisão
dos modelos quasi-dimensionais, em que a câmara de combustão é dividida em mais
de duas zonas. Esses modelos são chamados de multizona e tem encontrado
aplicação crescente.
VERHELST et al. (2009) realizaram uma revisão bibliográfica sobre o uso de
modelos termodinâmicos do tipo multizona de combustão para aplicações em motores
com ignição por centelha. Os autores usam o termo modelo multizona de combustão,
para incluir modelos do tipo quasi-dimensional com mais divisões de zonas da câmara
de combustão (três, quatro, etc.). Essas zonas são acopladas a um submodelo de taxa
de queima do combustível para cálculo da curva de pressão no cilindro. A aplicação do
modelo multizona com mais de três divisões pode ser utilizada para modelagem de
taxa de combustível queimado e para auxílio no projeto de novos motores, por
exemplo. Os autores indicam, que mesmo atualmente, as equações mais usadas para
cálculo do coeficiente de transferência de calor são as de Woschni e de Annand.
Diferentes modelos de propagação de chama tem sido propostos na literatura, sendo o
desenvolvimento da velocidade de queima turbulenta um dos fatores críticos, bem
como a descrição da frente de chama.
SCHMID et al. (2009) desenvolveram um modelo quasi-dimensional para
motores de ignição por centelha por carga estratificada. Segundo os autores, para
motores de ignição por centelha convencionais, o uso de equações de fluxo
unidimensionais e do modelo de combustão de duas zonas são ferramentas
adequadas para uma simulação computacional com tempo de processamento
adequado. Para a simulação de motores com carga estratificada, foi proposta uma
nova abordagem de modelo quasi-dimensional com o uso de quatro zonas de
combustão. Essas zonas são divididas em regiões com excesso de combustível (rica),
estequiométrica, muito ar (pobre) e uma região com um pouco de ar remanescente (ar
residual). Essas zonas são conectadas por vazões de massa calculadas por um
modelo de misturas, que considera a geometria atual das zonas. Para modelagem da
combustão, uma nova abordagem foi desenvolvida no cálculo da propagação da
chama para levar em conta as características do processo de combustão estratificado.
O modelo de combustão desenvolvido foi integrado ao software de simulação GT-
Power e os resultados da simulação foram validados experimentalmente, sendo
obtidas correlações satisfatórias para a curva de pressão do cilindro. Esse trabalho
confirma a tendência do aumento do número de zonas do modelo quasi-dimensional
para os estudos da combustão.
24
PARROTIS et al. 2012 fizeram um estudo de comparação do tempo de
simulação e dos resultados obtidos para três modelos de simulação de complexidades
diferentes aplicados a motores de combustão interna. As simulações consideraram a
parte do ciclo de combustão em que as válvulas de admissão e de escapamento estão
fechadas e foram utilizadas rotações de 1200 a 3000 rpm. O primeiro modelo avaliado
foi um modelo zero-dimensional (combustão com uma zona), o segundo modelo foi
quasi–dimensional e o terceiro foi um modelo multidimensional com o uso de CFD
(Computational Fluid Dynamics). Com base nas simulações realizadas, os autores
concluíram que o modelo zero-dimensional calcula com razoável precisão a curva de
pressão, sendo a sua principal vantagem o baixo tempo computacional de cerca de 1
segundo em comparação a 6 minutos do quasi-dimensional e a 20h do modelo CFD. O
modelo quasi-dimensional fornece informações referentes a distribuições de
temperatura e descreve de forma qualitativa como o desenho da câmara de combustão
afeta o fluxo de gás no cilindro. Para estudos mais detalhados, apesar do elevado
tempo computacional, os autores recomendaram o uso do modelo CFD tridimensional.
Os autores estão estudando a comparação dos modelos quasi-dimensional (2 zonas),
CFD e quasi-dimensional multizona para verificação das vantagens e desvantagens
dos modelos multizona. Esse trabalho confirma que o modelo quasi-dimensional
apresenta tempo computacional adequado e que pode fornecer resultados de
desempenho adequados.
Entre outros trabalhos que utilizam o modelo multizona podem ser citados:
RAKAPOULOS et al. (2008), que estudaram a simulação de um motor com ignição por
centelha com o uso de gás sintético; RAKAPOULOS et al. (2009) aplicaram o modelo
multizona na predição do desempenho e das emissões de NOx de um motor com
ignição por centelha com misturas de biogás e hidrogênio; HVEZDA et al. (2011), que
pesquisaram sobre o processo de troca de calor em motores com ignição por centelha;
POETSCH et al. (2011), que usaram o modelo multizona para a análise e predição da
combustão das emissões de um motor diesel.
2.2.4. Modelos Unidimensionais e Multidimensionais
Os modelos unidimensionais (1D) e multidimensionais apresentam uma
complexidade de cálculos muito maior em comparação aos modelos termodinâmicos.
Esses modelos também necessitam de um tempo significativamente maior para
processamento e resolução das equações envolvidas no processo de modelagem.
DAI et al. (2003) estudaram um modelo multidimensional para simular os efeitos
da adição do etanol anidro à gasolina e posterior uso em motores do tipo FLEX. A
25
modelagem da combustão do etanol foi feita com base no programa da FORD,
chamado GESIM (General Engine Simulation Program). A modelagem foi validada com
base nos dados experimentais obtidos em um motor de 3.0 litros e 6 cilindros. Os
resultados mostraram que o programa é capaz de predizer tendências para diversas
variáveis do motor, tais como taxa de queima, consumo de combustível, temperatura
na exaustão e diversas emissões para misturas entre 22% a 85% de etanol anidro.
EMERY et al. (2003) desenvolveram uma nova metodologia para se reduzir
modelos tridimensionais em unidimensionais com aplicação no estudo da combustão
de motores a gasolina do tipo injeção direta. A redução do modelo para unidimensional
foi feita com a utilização de informações da geometria da câmara, processadas em um
código KIVA-GSM e com uma versão modificada do KIVA-II, incluindo um novo modelo
de combustão. O modelo resultante é um conjunto de equações do tipo unidimensional
que levam em consideração uma fina frente de chama. Os resultados foram
comparados ao modelo tridimensional e foram considerados aceitáveis, com a
vantagem de serem obtidos com um tempo computacional bem inferior.
SOYLU et al. (2003) descreveram um novo submodelo de auto-ignição para
códigos de modelagem de motores a gás natural. Este submodelo não necessita de
muitos recursos computacionais, sendo facilmente migrado para outros ambientes. O
modelo considera a variação da composição do gás natural devido à adição de
propano. Os resultados computacionais mostram que o ângulo do eixo do virabrequim,
no qual a detonação ocorre, pode ser previsto dentro de uma faixa de 2 graus, quando
o submodelo é acoplado ao modelo de motor desenvolvido no trabalho em questão. Os
resultados do submodelo, após acoplamento a um modelo multidimensional (KIVA-3),
foram também promissores. O programa KIVA é um código computacional para análise
de dinâmica dos fluidos, sendo capaz de prever a detonação do motor e fornecer
indicações corretas a respeito da intensidade da detonação.
BOHBOT et al. (2004) desenvolveram uma modelagem para investigação de
parâmetros de operação de um motor a injeção direta de gasolina com turbo-
compressor, em condições transientes. Foi utilizada uma aproximação numérica
baseada no acoplamento entre o programa IFP-ENGINE, ferramenta de simulação
unidimensional no ambiente AMESIM e o IFP-3CD, um código tridimensional, ambos
desenvolvidos pelo Instituto Francês do Petróleo (IFP). O código IFP-3CD é
empregado para substituir os mapas de combustão do motor obtidos
experimentalmente. Os mapas simulados são então utilizados no IFP-ENGINE no
formato da equação de Wiebe. As discrepâncias dos resultados do modelo em
comparação aos experimentos para pressões, temperaturas e potências foram
26
menores do que 4 %, mostrando a validade da proposta. Também como vantagem
para o usuário está a possibilidade de se obter dados precisos sobre a combustão,
mesmo sobre condições de operação não testadas em banco de prova.
Em mais um trabalho do IFP, ALBRECHT et al. (2005) estudaram a simulação
unidimensional para otimização da estratégia de controle de motor com validação
experimental em um motor com ignição por centelha 2.0 litros, de injeção direta. Foram
utilizadas a plataforma do AMESIM e as bibliotecas do IFP-ENGINE. Os resultados
experimentais foram feitos em condições estacionárias e transientes para várias
condições de carga e de rotação do motor. Os resultados mostraram ótima correlação
entre os valores do modelo e do experimento para ambas as condições (estacionária e
transiente). O modelo apresentado demonstra que o código 1D (unidimensional)
representa uma eficiente ferramenta para o desenvolvimento de ajustes de controle de
motores.
Existem outras aplicações de modelos unidimensionais e multidimensionais,
seja para estudo da propagação da frente de chama e estudo da combustão
(CARPENTER et al., 1985, YASAR, 2001, SONG et al., 2001, PETERS et al., 2001),
para estudo de emissões (GOLUB et al., 1999; D’ERRICO et al., 2005; RAKAPOULOS
et al., 2010a; RAKOPOULOS et al., 2010b ; VIGGIANO et al., 2012), para otimização
da performance do motor (ZHANG et al., 1997; ZHANG et al., 1998; LIU et al., 1998;
KLEEMAN et al. , 2003; LEFEBRE et al., 2005, RAKAPOULOS et al., 2009), estudo de
projetos de velas de ignição com o software AVL-FIRE (ORLANDINI et al., 2009);
estudo do desempenho de motocicleta com o uso do programa BOOST (TRÁVEZ,
2010); para estudo de misturas não uniformes em motores HCCI (KOZARAC et al.,
2010); auxilio no projeto de um motor diesel, usando o programa BOOST acoplado a
um software 3D (RAMANATHAN et al., 2011); uso do software GT-Power para
modelagem de turbo-gerador com ignição por centelha (THOMPSON et al., 2011).
2.2.5. Modelos de Rede Neural
YUCESU et al. (2006, 2007) realizaram uma extensa pesquisa experimental e
de modelagem sobre misturas de etanol (E10, E20, E40 e E60), bem como seus
efeitos no desempenho e nas emissões de um motor monocilíndrico. O motor foi
testado em plena carga, sendo ajustado o avanço para máximo torque (MBT), além de
ter sido variada a razão de compressão e a razão ar-combustível. Os dados
experimentais foram utilizados para a elaboração de um modelo de rede neural com
capacidade de determinar o torque e o consumo específico de combustível para
diferentes teores de etanol, com base em valores de avanço de ignição, razão ar-
27
combustível e razão de compressão, considerando a rotação constante em 2000 rpm e
a válvula borboleta em máxima abertura (WOT). Foram obtidos elevados coeficientes
de determinação (R2) para o torque e consumo específico, respectivamente de
0,999996 e 0,999991.
NAJAFI et al. (2009) estudaram, através de uma rede neural artificial, o
desempenho e a formação de poluentes em um motor com ignição por centelha
operando com misturas de 5%, 10%, 15% e 20% de etanol. Os testes experimentais
foram feitos a plena carga (máxima abertura de borboleta) e em diferentes rotações do
motor. Os resultados revelaram que a adição de etanol à gasolina aumentou muito
pouco a potência e o torque do motor. Entretanto, com o aumento do percentual de
etanol foi verificada uma redução no consumo específico e um aumento da eficiência
térmica e volumétrica. As concentrações de CO e HC se reduziram com o acréscimo
de etanol, enquanto que as concentrações de CO2 e NOX aumentaram. Um modelo de
rede neural foi desenvolvido para predizer a correlação entre a potência, torque,
consumo específico de combustível, eficiência térmica, eficiência volumétrica e
emissões de poluentes usando como dados de entrada as diferentes misturas de
etanol na gasolina e a rotação do motor. O modelo de rede neural pôde predizer o
desempenho e as emissões do motor com coeficiente de determinação (R²) na faixa de
0,97 a 1 e erros médios relativos na faixa de 0,46% a 5,57%.
2.3. Trabalhos Experimentais com Gasolina e Mistur as com Etanol
2.3.1. Aspectos Gerais
A adição de biocombustíveis à gasolina tem ganhado destaque nos últimos
anos no cenário internacional devido principalmente ao potencial de redução das
emissões de gases de efeito estufa, bem como pelo fato de ser um combustível
renovável. O uso do etanol como combustível automotivo teve início no século XIX
(KOÇ et al., 2009.). Entre os diversos tipos de álcool existentes, o etanol é considerado
o mais eficiente no ciclo de vida de produção renovável, pois pode ser produzido a
partir da cana de açúcar, do milho, da beterraba e de restos de madeira, bem como
possui características químicas que facilitam o seu uso no motor. Entre as
características químicas do etanol, destacam-se o elevado calor de evaporação, a
elevada octanagem e a elevada temperatura de flamabilidade que exercem efeitos
positivos no seu uso no motor (KOÇ et al., 2009). As desvantagens no uso do etanol
estão no seu menor poder calorífico, que provoca um aumento do consumo específico
em comparação com a gasolina. Devido ao menor valor de pressão de vapor (PVR) do
28
etanol, também é considerado crítico o seu desempenho na partida a frio com elevada
emissão de poluentes do tipo etanol não queimado e aldeídos (MELO et al., 2009;
SALES et al., 2012a; SALES et al., 2012b).
No cenário brasileiro, o etanol tem sido usado de forma mais consistente desde
a criação do Proálcool no fim da década de 1970. O uso do etanol foi crescente até o
início da década de 1990 quando houve um problema de abastecimento de etanol no
mercado, levando a uma desconfiança dos consumidores no combustível que
preferiram adquirir novamente veículos a gasolina. O uso do etanol foi novamente
impulsionado pelo advento da tecnologia FLEX que permite ao motor trabalhar com
diferentes percentuais de mistura de etanol e gasolina. Essa tecnologia foi inicialmente
desenvolvida nos Estados Unidos e na Europa, sendo que a mistura adotada nesses
países é de no máximo 85% de etanol (E85), de forma a evitar problemas de emissões
e de dirigibilidade durante a partida a frio. No Brasil, os veículos FLEX foram lançados
em 2003 pela VW sendo a tecnologia rapidamente difundida para todas as
montadoras. Em 2009, o percentual de produção de veículos do tipo FLEX foi maior do
que 85% do total de novos veículos leves produzidos no país (MELO et al., 2009) se
mantendo acima de 80% nos anos de 2010 e 2011 (MELO et al., 2010; VICENTINI et
al., 2011). No caso brasileiro, o veículo FLEX possui um módulo de injeção eletrônica
que é capaz de gerenciar o funcionamento do veículo para até 100% de gasool
(gasolina com etanol anidro misturado entre 18 e 25%), até 100% de etanol hidratado e
para qualquer valor de mistura desses combustíveis (BUCCI et al., 2003; MARSON et
al., 2003; VICENTINI et al., 2005; MELO et al., 2009).
Alguns veículos nacionais mais recentes, do tipo TETRAFUEL, podem usar
gasolina tipo A (E0), gasolina com etanol anidro (E22), etanol hidratado e GNV,
possuem uma única central eletrônica. Eles funcionam com mistura estequiométrica
(lambda igual a 1), à exceção de algumas condições de aceleração, desaceleração e
de alta carga (DAMASCENO et al., 2005; MELO et al., 2009). Isso ocorre devido à
necessidade dos catalisadores automotivos trabalharem com mistura estequiométrica
para manter a sua eficiência máxima para atender aos requisitos de emissões
estabelecidos pelo PROCONVE (Programa de Controle da Poluição do Ar por Veículos
Automotores) (BOSCH, 2004; MELO et al., 2006; MELO et al., 2009; VICENTINI et al.,
2011).
29
2.3.2. Trabalhos Experimentais
A maioria dos artigos publicados na literatura internacional reporta experimentos
sobre a adição do etanol anidro à gasolina, sendo poucos os trabalhos que indicam o
uso de etanol hidratado. Entre os trabalhos nacionais existem trabalhos que reportam
resultados experimentais com o etanol hidratado.
HSIEH et al. (2002) investigaram o efeito da adição de etanol anidro nos
percentuais de 0%, 5%, 10%, 20% e 30% em um motor comercial. Foram verificadas
alterações das propriedades da gasolina, tais como aumento da pressão de vapor até
o percentual de 10% de etanol e o decréscimo de pressão para misturas acima desse
valor. Com o aumento do percentual de etanol, houve redução significativa de CO e
HC e aumento de CO2, devido à melhor combustão do motor. O artigo conclui que as
emissões de NOX dependem mais do regime de operação do motor do que do efeito
da mistura de etanol.
HE et al. (2003) se basearam no experimento de HSIEH et al. (2002) e também
verificaram redução de HC e CO nos percentuais de 10% e 30% de etanol, porém
verificaram aumento de emissões de etanol não queimado e acetaldeído. O artigo
menciona que a eficiência do catalisador não é muito elevada para o etanol não
queimado podendo gerar problemas ambientais.
AL-HASAN (2003) utilizou 10 misturas de etanol anidro à gasolina, variando de
0% até 25% com incrementos de 2,5%, a fim de investigar o efeito do etanol no
desempenho, no consumo e nas emissões de um motor Toyota, 4 cilindros, 1,4 L, com
razão de compressão de 9:1 e potência de 52 kW em 5600 rpm. Os experimentos
foram feitos em um dinamômetro hidráulico e o analisador de gases utilizado foi o
modelo MGA 1200 da SUN, que utiliza um detector de infravermelho para medir CO,
CO2 e THC. A razão ar-combustível foi ajustada para maximizar a potência e os
ensaios foram feitos em 1000, 2000, 3000 e 4000 rpm, na posição de ¾ de abertura de
borboleta. Para cada ponto de operação foram feitas 3 medições para se calcular a
média dos dados experimentais. Os resultados mostraram que a adição de etanol à
gasolina aumentou a potência, o torque e a eficiência volumétrica e térmica, além de
ter aumentado o consumo específico de combustível. Com relação às emissões, as
concentrações de CO e HC foram reduzidas, enquanto a concentração de CO2
aumentou. A principal limitação dos trabalhos de HSIEH et al. (2002), HE et al. (2003)
e AL-HASAN (2003), para uso nessa tese, é o baixo valor de adição de etanol (25% a
30%). Entretanto, a constatação nesses trabalhos de tendência de redução de CO e
HC e aumento de CO2 com a adição de etanol é útil para essa tese.
30
BUCCI et al. (2003) estudaram uma metodologia de programação para a central
eletrônica do veículo, de forma a eliminar a necessidade de um sensor físico para a
medição do percentual de etanol hidratado contido no tanque do veículo FLEX. Esse
sensor tinha como principal finalidade informar à central eletrônica o percentual da
mistura nos instantes de partida a frio, pois devido à baixa temperatura a sonda lambda
ainda não se encontra operacional nesses momentos. Foram feitos diversos ensaios
experimentais em dinamômetro para a medição de consumo e emissões, além de
ensaios de retomada de velocidade. O trabalho conclui que a estratégia adotada pelo
programa foi capaz de predizer com precisão o percentual da mistura, substituindo
assim a necessidade de instalação de sensor físico para instantes de partida a frio do
motor.
MARSON et al. (2003) apresentaram algumas etapas referentes ao
desenvolvimento do veículo GM Corsa 1.8, 8 válvulas, FLEX, no período de 2002 a
2003. Foram realizadas modificações na central eletrônica do veículo (incluindo a
elaboração de um programa para eliminação do sensor de etanol do tanque de
combustível), no sistema de injeção, na razão de compressão, dentre outras. O
trabalho concluiu que o veículo FLEX modificado apresentou uma pequena melhora de
desempenho em comparação ao veículo original a gasolina. Por não necessitar de
componentes adicionais, o preço final do veículo foi mantido igual ao original à
gasolina.
AL-FARAYEDHI et al. (2004) pesquisaram diferentes tipos de combustíveis
oxigenados (MTBE, metanol e etanol anidro) e verificaram a performance de um motor
típico a gasolina. Cada um desses combustíveis foi misturado em três diferentes
percentuais (10,15 e 20%). Nos ensaios, o ângulo de avanço foi maximizado para a
obtenção do torque máximo em cada ponto de operação (MBT), com borboleta em
abertura máxima (WOT) e lambda igual a 1. Os combustíveis oxigenados
apresentaram uma eficiência térmica maior do que a gasolina de referência usada. Os
melhores percentuais foram de 20% para o metanol e 15% para o etanol. Dentre os
biocombustíveis, o metanol foi o que apresentou melhor desempenho.
AMORIM et al. (2005a; 2005b; 2005c) realizaram diversos estudos
experimentais em um motor FIAT, do tipo FLEX, modelo FIRE (Fully Integrated
Robotized Engine), equipado com um kit GNV (Gás Natural Veicular) de 5a geração e
com uma central programável da injeção eletrônica. AMORIM et al. (2005a) avaliaram
o desempenho do motor em carga máxima, respeitando-se o valor de lambda
informado pelo fabricante, para gasolina, etanol e GNV. As calibrações (mapas do
motor) foram feitas para cada um dos combustíveis. Dentre os resultados foram
31
obtidas diversas curvas otimizadas com a melhor relação entre torque, potência e
consumo específico de cada um dos combustíveis.
AMORIM et al. (2005c) realizaram experimentos com gasolina E25 (25% de
etanol anidro), etanol hidratado (com 6% de água), mistura de 50% gasolina E25 e
50% de etanol hidratado e GNV. O objetivo do trabalho era mostrar as diferenças de
desempenho entre os combustíveis, considerando uma razão de compressão fixa de
11:1. O melhor resultado de potência foi obtido com o etanol hidratado, que também
apresentou o pior resultado de consumo. O GNV apresentou o melhor resultado de
consumo específico entre os combustíveis testados.
BAÊTA (2006) desenvolveu uma metodologia experimental para maximizar o
desempenho de um motor multicombustível (etanol hidratado, gasolina e GNV) turbo-
alimentado, sem prejudicar a eficiência global do motor. Um turbo-alimentador, uma
central eletrônica programável e um kit de conversão para GNV de 5a geração (MELO
et al., 2006b) foram instalados no motor, que foi calibrado para cada combustível,
controlando-se a pressão de turbo-alimentação. Foram feitas medições de pressão no
cilindro para análise dos parâmetros da combustão e de outras variáveis de
desempenho do motor (potência, consumo, etc.). O trabalho conclui que a aplicação da
turbo-alimentação mostrou-se efetiva em permitir que se tire proveito das diferenças de
propriedades entre os três combustíveis testados (etanol, gasolina e GNV). Foram
obtidos desempenhos superiores com os combustíveis testados, sem variar a razão de
compressão e sem prejuízo à eficiência global. A principal contribuição dos trabalhos
de AMORIM et al. (2005a, 2005b, 2005c) e de BAÊTA (2006) para uso nessa tese foi a
explicação dos procedimentos de mapeamento do motor para condição de máximo
torque. A principal limitação dos trabalhos foi a ausência dos resultados de emissões.
TOPGÜL et al. (2006) fizeram experimentos em um motor monocilíndrico,
variando a razão de compressão (8:1, 9:1, 10:1) e o avanço de ignição em rotação
constante de 2000 rpm e borboleta plenamente aberta (WOT). Foram utilizadas
misturas de etanol anidro com gasolina (E10, E20, E40 e E60) e os resultados
mostraram que houve queda na emissão de HC e CO, bem como a possibilidade de
aumento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação no motor. Esse
trabalho confirma a tendência de redução de CO e HC para teores mais elevados de
etanol (até 60%), fato observado anteriormente por HSIEH et al. (2002), HE et al.
(2003) e AL-HASAN (2003) de até 30%. Também é importante a constatação de
possibilidade de aumento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação
devido a maior octanagem do etanol.
32
VARDE et al. (2007) estudaram o efeito de misturas de etanol anidro à gasolina
(E10, E22 e E85) nas emissões e nas taxas de liberação de energia em um motor com
ignição por centelha. Foram feitos ensaios em duas rotações (2100 e 1500 rpm) e em 4
condições de carga (BMEP 1,2,3 e 4 bar). Segundo os autores diversos estudos já
foram feitos sobre a variação de consumo de combustível com a adição de etanol na
gasolina e que não há ainda consenso de resultados. Há uma grande diferença quando
a adição do etanol na gasolina ocorre em um motor não calibrado para a nova mistura,
ou em um motor com capacidade de auto-calibração para o etanol. Nos testes feitos
por VARDE et al. (2007) a adição de etanol aumentou a eficiência térmica do motor
apenas para a mistura E85. Na condição estequiométrica (λ=1) as misturas de etanol
reduziram de maneira pouco significativa as emissões de CO. Com relação ao NOX,
não houve diferença significativa para os percentuais de 10 e 22%, porém houve
redução significativa da emissão com o uso de E85, sendo explicado pelo fato do
elevado calor de vaporização do E85 resultar em uma temperatura mais baixa na
admissão. Também com o E85, a temperatura de chama adiabática foi menor,
resultando numa menor temperatura na câmara de combustão, o que contribuiu para a
redução do NOX. Com relação ao HC, não houve variação significativa nos percentuais
de E10 e E22, porém, com o E85 houve uma redução significativa. A mistura E85
necessitou de muito tempo para desenvolver e estabilizar a chama na câmara de
combustão, em comparação com a gasolina, em especial para pequenas cargas. Um
ponto importante do trabalho de VARDE et al. (2007) para essa tese foi a constatação
de diferenças de resultados de emissões com adição de etanol caso o motor seja
calibrado ou não, para a nova mistura de combustível. Outro fator relevante foi que os
autores não observaram diferenças significativas de CO e NOx com a adição de até
22% de etanol.
CELIK (2008) avaliou o desempenho de uma mistura com 50% de etanol (E50)
em um motor com ignição por centelha com razão de compressão modificada de 6:1
para 10:1. Foi verificada uma redução significativa nas emissões de CO, CO2, NOX e
HC quando do uso de E50, além de uma redução de 3% no consumo específico.
MITTAL et al. (2008) estudaram o desempenho de misturas de etanol anidro em
um motor monocilíndrico equipado com dois sistemas de injeção de combustível,
sendo: um sistema de injeção convencional (PFI) e um outro de injeção direta (DI). Os
ensaios experimentais foram feitos com E85 (85% de etanol e 15% de gasolina), com
gasolina pura e com percentuais de 100, 70, 50 e 30% de E85 misturados à gasolina.
Foram utilizadas duas rotações de motor e duas condições de borboleta (WOT -
máxima abertura e carga parcial). A configuração do sistema de injeção possibilitava o
33
uso de qualquer combustível (gasolina, E85 e misturas de E85) de forma independente
em cada um dos dois sistemas de injeção (PFI e DI) do motor. Os resultados
mostraram que, com a gasolina sendo injetada pelo sistema DI (injeção direta) e
misturas de E85 pelo sistema PFI (injeção convencional – Port Fuel Injection), a
pressão média efetiva (IMEP) aumentou com maiores percentuais da adição do E85
devido à redução da temperatura na admissão (permite aumento da massa de ar) e
devido à combustão mais rápida do etanol. Porém, quando a gasolina foi injetada pelo
sistema PFI e as misturas de E85 pelo sistema DI não houve variação significativa de
IMEP com o aumento da adição de E85. O trabalho também comparou dois modelos
de cálculo de fração de massa queimada, sendo um pelo método de pressão do
cilindro e outro pelo método de Rassweiller & Withrow (BALL et al., 1999) com um
modelo linear politrópico.
YOUSUFUDDIN et al. (2008) pesquisaram em um motor monocilíndrico de
razão de compressão variável, o efeito do avanço de ignição, razão de equivalência e
razão de compressão no desempenho e nas emissões de poluentes com o uso de
diferentes misturas de etanol anidro à gasolina (E0, E10, E25, E35 e E65). Foi utilizada
uma rotação constante de 1500 rpm e abertura máxima de borboleta (WOT), sendo a
alimentação de combustível do motor feita por um carburador. Foram utilizadas as
razões de compressão de 9:1 e de 11:1 no estudo. A razão ar-combustível foi ajustada
para permitir a máxima potência para gasolina. Os resultados mostraram que o menor
consumo específico foi obtido com razão de compressão de 11:1 com gasolina pura e
com 0,95 de razão de equivalência. Um maior percentual de etanol permitiu aumento
do torque, em conseqüência do uso de maiores valores de avanço de ignição. As
misturas de E35 e E65 reduziram significativamente as emissões de CO e HC.
KOÇ et al. (2009) estudaram o efeito da adição de etanol anidro nas proporções
de 50% (E50) e 85% (E85) em uma gasolina comum sem chumbo quanto ao
desempenho e emissões de poluentes de um motor monocilíndrico. Foram
pesquisadas duas razões de compressão (10:1 e 11:1) com rotação do motor variando
de 1500 até 5000 rpm, sendo todos os pontos em condição de borboleta totalmente
aberta (WOT). O artigo destaca que o etanol, quando comparado à gasolina, possui
uma temperatura de auto-ignição mais elevada e também uma pressão de vapor
menor, facilitando o transporte e a estocagem segura do produto, além de gerar menor
perda de propriedades por emissão evaporativa. O calor latente de vaporização
também é da ordem de 3 a 5 vezes mais elevado, o que gera uma menor temperatura
na admissão do motor, aumentando a eficiência volumétrica. O artigo também comenta
que, devido ao fato do poder calorífico do etanol ser menor do que o da gasolina,
ocorre um aumento de consumo desse combustível para a geração da mesma
34
potência. Os resultados encontrados por KOÇ et al. (2009) mostraram que a adição do
etanol aumentou o torque, a potência e o consumo de combustível, além de reduzir as
emissões de monóxido de carbono (CO), óxidos de nitrogênio (NOX) e hidrocarbonetos
(HC). Foi verificado também que as misturas de etanol à gasolina permitiram o
incremento da razão de compressão sem a ocorrência de detonação. A principal
aplicação dos trabalhos de KOÇ et al. (2009) e YOUSUFUDDIN et al. (2008) para essa
tese é o fato de terem usado teores elevados de etanol (até 85%) com verificação
experimental do aumento do torque, potência e consumo e redução de CO e HC, nos
dois trabalhos, e também do NOx, no caso do trabalho de KOÇ et al. (2009). A
principal limitação dos trabalhos foi o uso de apenas uma condição de carga (borboleta
em máxima abertura).
Existem diversos outros trabalhos experimentais sobre o uso do etanol anidro.
YÜKSEL et al. (2004) estudaram a aplicação do etanol em motores carburados. CEVIZ
et al. (2005) estudaram a influência da adição do etanol na redução da variabilidade
das curvas de pressão e nas emissões, sendo o percentual de 10% o de melhor
performance. YOON et al. (2009) também estudaram o efeito do etanol (E85 e E100)
na melhora da variabilidade da combustão do motor e concluíram que o etanol
apresenta menores variações de curva de pressão e de IMEP em relação à gasolina.
Com base nos dados experimentais usados no exame de qualificação dessa
tese foi publicado um artigo por MELO et al. (2010). O artigo apresenta dados
experimentais utilizando gasolina, misturas de 50 e 80% de etanol hidratado à gasolina
e etanol hidratado 100% em um motor TETRAFUEL FIAT 1,4 L com central eletrônica
programável. Foram feitos ensaios em banco de provas para diferentes condições de
operação do motor (lambda=1 e lambda=0,9). A medição da pressão no cilindro do
motor foi feita por um sistema AVL Indimodul e a medição das emissões do motor foi
realizada por um sistema da empresa HORIBA do tipo “on-board”, modelo OBS2200 e
capaz de medir CO2, NOX, CO e THC (hidrocarbonetos totais), sendo os
hidrocarbonetos medidos por um analisador do tipo ionização de chama (FID). Os
resultados mostraram que a rotação de 3875 rpm foi crítica para detonação quando do
uso da gasolina. Os resultados de emissões de CO e THC apresentaram tendência de
queda, com exceção do THC para o uso de etanol 100% e para lambda 0,9. Foi
verificado que o analisador do tipo ionização de chamas para THC sofre interferência
dos oxigenados presentes nos gases de exaustão (aldeídos e etanol não queimado). O
trabalho recomendou um estudo mais aprofundado das emissões de THC quando do
uso de elevados percentuais de etanol incluindo o uso de outra técnica de medição.
35
Em 2010, SANDSTROEM-DAHAL et al. (2010) investigaram as emissões de um
veiculo FLEX usando E85 (85% de etanol anidro e 15% de gasolina) em ensaios de
dinamômetro de chassi condicionado para diferentes temperaturas ambiente (+22°C e -
7°C). Segundo o artigo para uma medição correta dos hidrocarbonetos totais (THC)
com utilização de um analisador do tipo ionização de chama (FID), é necessário se
calcular fatores de resposta do analisador para diferentes concentrações de etanol não
queimado no escapamento. Dessa forma o artigo recomenda o uso de um analisador
de espectroscopia no infravermelho do tipo FTIR (Fourier Transform Infrared Analyzer)
que é capaz de medir até 23 poluentes em tempo real incluindo os hidrocarbonetos, o
etanol não queimado e os aldeídos. Foi usado o sistema de emissões FTIR AVL
SESAM e foram obtidas boas correlações de aldeídos do equipamento, com o método
HPLC (Cromatografia Líquida de Alta Eficiência). O método de cromatografia usa
impingers (frascos) contendo solução líquida com mistura de acetonitrila e DNPH (2,4 –
dinitro-fenil-hidrazina) (ABNT, 2009).
WALLNER et al. (2010) estudaram o efeito do uso de combustíveis oxigenados
nas emissões de gases medidos com um equipamento FTIR AVL SESAM. Gasolina,
etanol, anidro e butanol foram testados em um motor de injeção direta, sendo as
emissões medidas antes do catalisador em um banco de provas de motor. Foi
encontrada uma boa correlação entre o sistema FTIR e um analisador de gases
convencional para CO, CO2 e NOX. O artigo mostra que as medições de
hidrocarbonetos totais com analisador convencional (FID) sofreram interferência dos
oxigenados presentes na exaustão e recomenda o uso do FTIR para uma medição
com melhor precisão dos hidrocarbonetos. O trabalho avaliou além dos
hidrocarbonetos, as emissões de etanol não queimado e de aldeídos e concluiu que a
emissão da soma desses poluentes aumenta quando da adição de etanol ou butanol à
gasolina. Os trabalhos de WALLNER et al. (2010) e SANDSTROEM-DAHAL et al.
(2010) foram muito importantes para essa tese, pois serviram de base técnica para a
troca da metodologia de medição das emissões de hidrocarbonetos. O analisador do
tipo FID (Detetor de Ionização de Chamas) foi substituído pelo sistema de análise de
emissões do tipo FTIR (Fourier Transform Infrared Analyzer). O método do FTIR utiliza
a técnica de espectroscopia no infra-vermelho permitindo a análise de vários
poluentes, incluindo a separação dos hidrocarbonetos, etanol não queimado e
aldeídos.
COSTA et al. (2010) estudaram a performance e as emissões de um motor
FLEX 1.0 L utilizando etanol hidratado e gasolina E22 (78% de gasolina e 22% de
etanol anidro). Foram investigados a pressão média efetiva de eixo (BMEP), potência
36
de eixo, consumo específico e a eficiência térmica. Foram medidas a concentração das
emissões de CO, CO2, hidrocarbonetos e óxidos de nitrogênio. Os resultados
mostraram que o torque e a pressão média efetiva de eixo foram maiores quando
usando gasolina, nas condições operacionais de menor rotação do motor. Para
rotações elevadas, foram obtidos torque e BMEP mais elevados com o uso do etanol.
O etanol hidratado apresentou maior eficiência térmica e também maior consumo
específico do que a gasolina. Com relação às emissões, o uso do etanol hidratado
reduziu as emissões de CO e de HC, mas aumentou o CO2 e o NOX. Com relação às
emissões de NOX apenas a rotação de 2500 rpm apresentou um decréscimo de
emissões com o uso do etanol hidratado, as demais rotações apresentaram um
aumento significativo de emissões. Segundo os autores, esse aumento pode ser
atribuído ao fato de maior velocidade de chama do etanol junto com o maior valor do
ângulo de avanço de ignição que favorecem um aumento de pico de pressão. Como
conseqüência há um aumento do pico de temperatura na câmara de combustão. O
trabalho de COSTA et al. (2010), apesar de não ter resultados de mistura de etanol
hidratado na gasolina, apresenta análise comparativa do desempenho e das emissões
do uso da gasolina e do etanol hidratado em um motor FLEX que são importantes para
uso nessa tese.
As Tabs. 2.1 e 2.2 apresentam um resumo com os principais artigos
relacionados ao uso de misturas de etanol em motores com ignição por centelha,
incluindo informações do motor, das condições de ensaio, dos resultados e dos pontos
ainda passiveis de investigação.
37
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10
39
Da revisão bibliográfica e com base nos resumos das Tabs. 2.1 e 2.2, pode ser
verificado que as maiores lacunas identificadas para o motor com ignição por centelha
são a publicação de dados experimentais de desempenho, combustão e emissões com
o uso de diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina. Na área de emissões é
importante se investigar a formação de etanol não queimado e dos aldeídos de forma
separada dos hidrocarbonetos. Também é importante a disponibilização de dados
físico-químicos das misturas de gasolina e etanol hidratado e a realização de
simulações computacionais com o uso desses combustíveis.
40
CAPÍTULO 3
METODOLOGIAS
3.1. Metodologia Experimental
3.1.1. Instrumentação do Banco de Provas
Com relação à instrumentação, foram utilizados termopares do tipo K para a
medição das temperaturas do óleo, da água e dos gases de escapamento do motor. O
sistema de automação do banco de provas controlou a temperatura da água do motor
em 90 ± 2 ºC, e a temperatura do óleo foi limitada a 100 ºC.
A temperatura ambiente da sala de testes foi medida com um termoresistor do
tipo PT100 e a pressão barométrica com um sensor Druck, com faixa de medição de
850 mbar a 1200 mbar. A sala de testes possui um exaustor, não tendo um
condicionamento específico de temperatura e umidade para o ar da sala. Para a
medição da pressão do ar de admissão foi usado um sensor marca ASCHCROFT,
modelo K1, com faixa de medição de - 100 a 100 kPa.
A temperatura e a umidade do ar foram medidas próximas ao filtro de ar com
um sensor da marca Homis, modelo GTUT, com faixa de 0 a 100% para a umidade e
de 0 a 60 ºC para a temperatura. Essas variáveis são usadas para a correção da
potência do banco de provas de acordo com a norma ABNT NBR 1585 (ABNT, 1996).
A seguir são descritos de forma detalhada alguns dos principais equipamentos e
instrumentos usados nos experimentos. Uma lista com dados de resolução dos
instrumentos e de incerteza de medição das principais variáveis do trabalho pode ser
encontrada no Apêndice II.
3.1.1.1. Condicionamento e Medição da Vazão do Ar de Admissão
Em trabalhos com o objetivo de se comparar o desempenho do motor com
diferentes combustíveis, é muito importante que seja feito um condicionamento da
massa de ar de admissão do motor com controle de temperatura e umidade, uma vez
que esta variável pode influenciar de forma significativa o desempenho do motor.
Apesar de existirem equações de correção da potência para uma condição de
referência, é importante se reduzir o efeito de variação de temperatura e de umidade
41
na vazão do ar de admissão, através do seu condicionamento. Na Fig. 3.1 é
apresentada uma foto do sistema de condicionamento de ar usado.
Figura 3.1 – Unidade de condicionamento do ar de admissão do motor.
A unidade de condicionamento succiona o ar ambiente através de um filtro,
sendo em seguida resfriado em um trocador de calor ar/água para remoção da
umidade através da condensação da água. Um ventilador radial bombeia o ar seco,
aumentando sua pressão em aproximadamente 1000 Pa, em direção a um aquecedor
elétrico. O ar resfriado previamente é então aquecido até a temperatura desejada. O
vapor de água gerado em uma caldeira elétrica é injetado na corrente de ar até atingir-
se a umidade desejada. Assim, o controle de temperatura é realizado em duas etapas,
através do trocador de calor e do aquecedor elétrico, de forma automática, de acordo
com a condição desejada de operação. Existe um sensor de temperatura do ar que
envia o sinal medido para um módulo que controla a potência do aquecedor elétrico.
De forma semelhante, o controle de umidade é realizado em duas etapas, através do
trocador de calor e da injeção de vapor na corrente de ar. O sensor de umidade relativa
do ar de admissão do motor envia o sinal para um módulo, que controla a potência
elétrica para geração de calor na caldeira em função da diferença entre o valor lido e
valor desejado.
O fator lambda (λ) é a razão entre a razão ar-combustível real (A/C) e a razão
ar-combustível estequiométrica (A/Cest). A medição do fator lambda (λ) foi feita pelo
sistema ETAS modelo LA 4, com o uso de uma sonda lambda adicional de banda larga
42
da BOSCH modelo LSU 4.0. O sistema ETAS permite a entrada de dados de
parâmetros do combustível, tais como, relação carbono-hidrogênio-oxigênio e razão ar-
combustível estequiométrica (A/Cest). Esse equipamento é preciso (1% de resolução) e
usado por vários laboratórios para a medição de lambda e da razão ar-combustível
real, sendo a taxa de medição de lambda de 0,7 a 1,3. A razão ar-combustível real
(A/C) pode ser calculada pela razão entre a vazão mássica de ar (Var) e a vazão
mássica de combustível (Vcomb). Dessa forma, a vazão mássica de ar do motor (Var)
foi calculada com o uso dos valores da razão ar-combustível estequiométrica (A/Cest),
do lambda (λ) medido pelo equipamento ETAS e da vazão mássica de combustível
(Vcomb), medida por equipamento da AVL, conforme mostrados nas Eqs. 3.1 e 3.2
(MACHADO et al., 2011; MELO et al., 2011).
estCACA
λ = (3.1)
estcombar CAλVV ××= (3.2)
Na Fig. 3.2 é mostrada uma foto do equipamento ETAS, modelo LA4, usado
para medir o fator lambda durante os experimentos.
Figura 3.2 – Medidor do fator lambda (λ)- ETAS LA4.
3.1.1.2. Medição de Consumo do Combustível
O sistema de condicionamento e medição do consumo de combustível do motor
do banco de provas utiliza uma unidade de controle de temperatura (AVL 753C) e uma
unidade de medição de vazão de massa (AVL 735S), que funcionam de forma
integrada com o sistema de automação do banco de provas. A unidade de controle de
43
temperatura é instalada entre a unidade de medição da vazão de combustível e o
motor. Sua capacidade de bombeamento deve ser no mínimo 10% acima da
capacidade da bomba original do motor e cerca de três vezes superior ao máximo
consumo do motor.
Para aplicação em ensaios de motores com ignição por centelha, o AVL 753C
opera como um sistema de resfriamento controlado e, durante os ensaios, a
temperatura do combustível foi mantida em 35 ± 2 oC. O equipamento possui um
sistema de detecção e retirada de vapor para garantia de uma vazão de combustível
contínuo e livre de bolhas. A unidade de medição de vazão mássica de combustível,
AVL 735S, baseia-se no princípio de Coriolis, possibilitando uma medição contínua do
consumo. A unidade pode fornecer a medição do consumo instantâneo e o acumulado
em determinado período em base mássica ou volumétrica, na medida em que permite
armazenar a informação de massa específica do combustível. Na Fig. 3.3 é mostrada
uma foto dos sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.
Figura 3.3 – Sistemas de condicionamento e de medição do consumo de combustível.
44
3.1.1.3. Sistema de Automação
Foi utilizado o sistema AVL PUMA OPEN para o controle do dinamômetro, a
aquisição de dados e o monitoramento automático de variáveis dos ensaios. Esse
sistema foi responsável pela leitura das condições de operação do motor (Torque,
rotação, consumo de combustível, etc) e pela aquisição do valor de concentração dos
gases de emissões medidos pelo sistema FTIR (espectroscopia no infravermelho por
transformada de Fourier). A Fig. 3.4 mostra o console de operação do sistema de
automação instalado na sala de controle do Laboratório de Ensaios em Motores do
CENPES.
Figura 3.4 – Console de operação do sistema de automação AVL.
Para controle da frenagem do motor foi usado um dinamômetro passivo de
corrente de Foucault modelo W130 fornecido pela empresa Schenck, com capacidade
máxima de 130 kW de potência, torque de 400 Nm e rotação de 10000 rpm. O
monitoramento e o controle de potência do dinamômetro foram feitos pelo sistema de
automação da AVL.
45
3.1.1.4. Sistema de Medição de Pressão na Câmara de Combustão .
O CENPES adquiriu em 2008 um sistema de aquisição de dados de pressão na
câmara de combustão, modelo Indimodul da empresa AVL. Assim como feito no
experimento de MELO (2007), foi usado um sensor de pressão da câmara de
combustão acoplado a uma vela de ignição especial. A instalação do sensor foi feita no
1º cilindro do motor. O sensor utilizado é do tipo piezoelétrico marca AVL, modelo
GH13Z31, com capacidade de medição de até 25 MPa e com sensor de fibra ótica
acoplado. O grau térmico da vela, na qual o sensor de pressão é instalado, foi
especificado em conjunto com a FIAT e a BOSCH, fabricante das velas de ignição,
garantindo assim a sua compatibilidade com a vela original. A saída do sensor de
pressão é em carga elétrica, sendo necessário o uso de um amplificador de carga para
conversão e amplificação do sinal para Volts. Esse sinal é digitalizado pelo conversor
analógico digital (módulo 6FA1), conforme Fig. 3.5.
Figura 3.5 – Interligação do sistema de Medição de Pressão.
O encoder ótico, Modelo AVL 365C, é instalado no eixo do motor e fornece um
sinal digital na forma de pulso com resolução de 0,1o, para a indicação do ângulo do
eixo do virabrequim e para medição da rotação do motor em rpm. Esse sinal é enviado
para o conversor analógico-digital, que é sincronizado com o ângulo do eixo do
virabrequim. O sinal do sensor de pressão é enviado a um amplificador de carga, que
está conectado a uma placa de aquisição de dados, com capacidade de quatro canais
de entrada e com conversor analógico-digital de 12 bits. O software do sistema
Indimodul é capaz de traçar a curva de pressão do cilindro do motor por ângulo do eixo
do virabrequim em tempo real. Ele pode calcular a fração de massa de combustível
queimado (MFB) pela integral da taxa de liberação de calor, que é calculada em função
da 1a Lei da Termodinâmica e da curva de pressão medida no cilindro do motor
(HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1988).
46
As informações dimensionais da câmara de combustão e os dados
dimensionais do pistão também são necessários, de forma que o equipamento possa
calcular o volume deslocado que será usado para o cálculo de pressão média efetiva
indicada (IMEP). A Fig. 3.6 mostra uma tela de operação do sistema de aquisição de
dados Indimodul com os gráficos de pressão do cilindro, taxa de liberação de calor e
fração de massa de combustível queimado.
Figura 3.6 – Tela de operação do Indimodul com sinais de Pressão (1), Calor liberado
(2) e Fração de massa de combustível queimado (3).
O IMEP (Pressão Média Efetiva Indicada) é calculado em função da pressão do
cilindro (Pc) pelo equipamento Indimodul segundo a Eq. 3.3 (HEYWOOD, 1988;
GANESAN, 1996; STONE, 1999).
V
dVPIMEP
d
c∫= (3.3)
onde Pc é a pressão do cilindro, V é o volume do cilindro e Vd é o volume deslocado.
A taxa de liberação de calor
θddQ
é calculada pelo Indimodul em função da
curva de pressão e do ângulo do eixo do virabrequim (θ), não considerando as perdas
de calor para a parede e para os anéis de segmento, segundo a Eq. 3.4.
47
( ) ( )( )
( ) ( ) ( ) ( )dθ
θdPθV
1k
1
dθ
θdVθP
1 - k
θk
dθ
θdQ
θ
××−
+××= (3.4)
onde k é a razão entre cp e cv, que são os calores específicos molares,
respectivamente, a pressão e a volume constantes.
O calor liberado (Q(θ)) é calculado pela integral de ( )θdθdQ
em função do ângulo
do eixo do virabrequim (θ).
A curva de fração de massa de combustível queimado em função do ângulo de
eixo do virabrequim (MFB (θ)) é obtida de forma normalizada, dividindo-se os valores
obtidos da curva de calor liberado (Q(θ)) pelo valor total de calor total liberado (Qt),
segundo a Eq. 3.5.
tQ)(Q
)(MFBθ=θ (3.5)
O software do equipamento Indimodul permite que os arquivos com valores das
variáveis medidas e calculadas possam ser exportados em formato texto. O software
também permite a programação de várias equações para facilitar a leitura dos valores
de determinadas variáveis de interesse. A exemplo do experimento de MELO (2007),
foram programados os cálculos, entre outros, da média, do desvio padrão e do
coeficiente de variação (CoV) da pressão máxima do cilindro e do IMEP (HEYWOOD,
1988, GANESAN, 1996). O valor do coeficiente de variação (CoV) de cada variável é
obtido pela divisão do desvio padrão pela média da mesma (HEYWOOD et al., 1979;
HEYWOOD, 1988).
Para a correta referência da curva de pressão do cilindro do motor foi feita a
calibração da posição angular do ponto morto superior (PMS) de forma semi-
automática pelo equipamento Indimodul. Foi necessário rodar o motor em uma
condição de rotação estável e sem combustão. Dessa forma, foi desconectado o bico
injetor do cilindro onde estava instalado o sensor de pressão. O programa do Indimodul
armazenou automaticamente o ângulo onde ocorreu a pressão máxima na câmara de
combustão, sendo considerado o ângulo de PMS. Foi programado, pelo fabricante
AVL, um ajuste de 0,7° para o ângulo de PMS determi nado no experimento, uma vez
que existem perdas de pressão inerentes ao comportamento mecânico do motor
(HEYWOOD, 1988).
48
A detonação é um fenômeno que pode ocorrer durante a combustão em
motores, causando uma rápida liberação de energia na forma de uma onda de choque
supersônica, submetendo assim o motor a uma solicitação extrema, para a qual não foi
dimensionado originalmente. Se o fenômeno persistir por muito tempo e com várias
repetições podem ocorrer danos permanentes ao cabeçote e à cabeça do pistão, além
de sobrecarga em bielas e mancais (HEYWOOD, 1988; VAN BASSHUYSEN et al.,
2002). A octanagem do combustível fornece um valor numérico relacionando sua
susceptibilidade ao processo de auto-ignição gerando detonação. Normalmente a
ocorrência de detonação é responsável pelo limite do ângulo de avanço ideal usado no
mapeamento de motores.
Para experimentos em que é importante uma comparação de desempenho de
combustíveis de octanagens diferentes é fundamental a definição precisa do nível de
detonação aceitável para os combustíveis nos pontos de operação em estudo.
Nos motores comerciais são usados sensores de detonação no bloco do motor
que possuem baixo custo e desempenho razoável. O sinal do sensor é enviado ao
módulo de controle do motor, que modifica o ângulo de avanço, evitando a ocorrência
de detonação para proteger o motor. No motor comercial a precisão da medida de
detonação não é fundamental, pois o principal objetivo é a detecção do fenômeno e a
correção do ângulo de avanço para proteger o motor.
Para o motor ensaiado em laboratório, o sinal do sensor de detonação original
do motor não é muito adequado. Além do ruído de detonação da câmara de
combustão, o sensor transmite uma série de outros ruídos do motor, tais como, folgas
entre mancais e eixos, batimento de válvulas nas sedes, vibração, ruídos de
engrenagens e demais ruídos do eixo. Como normalmente o mapeamento do motor é
feito de forma manual, dependendo da experiência do operador, existe uma variação
intrínseca do mapa do motor para um mesmo combustível.
Para resolver essas questões foi desenvolvido em 2009 um novo método pela
AVL e pelo CENPES com a análise do sinal de pressão na câmara, permitindo a
visualização do momento exato da detonação. Na ocorrência do fenômeno de
detonação, o sinal de pressão da câmara passa a apresentar um ruído após o ponto
morto superior, de freqüência muito superior ao sinal de pressão sem detonação.
Através de um procedimento com o uso de filtros passa alta freqüência é possível a
detecção e a medição numérica do fenômeno. Dessa forma foi modificado o software
do sistema de aquisição de dados de pressão do laboratório de motores do CENPES
(Indimodul), para a inclusão de equações matemáticas e telas para visualização do
49
fenômeno de detonação. Para efeito de demonstração a Fig. 3.7 ilustra a tela de
operação do Indimodul com a visualização de ocorrência de detonação.
Figura 3.7 – Tela do sistema AVL Indumodul com a detecção de detonação
implantada.
A Fig. 3.7 mostra a curva de pressão (1) com um pequeno ruído de detonação.
A curva de ruído de detonação gerada após a curva de pressão passar pelo filtro
passa-alta freqüência é mostrada em detalhes (2) para que o usuário visualize o sinal.
Cada vez que o sistema AVL detecta um evento de detonação é mostrada uma barra
verde (3). A quantidade de ciclos com detonação durante os últimos 100 ciclos é
mostrada na forma percentual em uma janela da tela (4). A curva da taxa de calor
liberado (5) e a curva de fração de massa de combustível queimado (6) também são
mostradas na tela do sistema Indimodul. Uma explicação detalhada dessa medição é
apresentada no Apêndice II.
3.1.1.5. Sistema de Medição de Emissões
A legislação de emissões do PROCONVE para veículos leves exige a
realização de ensaios de emissões em dinamômetro de chassi, com equipamentos
específicos e sofisticados, segundo a norma ABNT NBR 6601 (medição de emissões
gasosas) (ABNT, 2005) e ABNT NBR 12026 (medição de emissões de aldeídos)
50
(ABNT, 2009). Devido às novas tecnologias dos veículos e a elevada eficiência do
catalisador quando aquecido a maior parte das emissões são provenientes da partida a
frio do veículo (MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011; SALES et al., 2012a; SALES et
al., 2012b). Os catalisadores dos veículos também são projetados para trabalhar com
eficiência máxima na mistura estequiométrica (lambda=1 com variação de ±1%),
condição de praticamente todo o ciclo dinamométrico da norma NBR 6601 (MELO et
al., 2009; VICENTINI et al., 2011). Dessa forma os ensaios de emissões em banco de
provas são usados normalmente para investigação preliminar e para um melhor
entendimento de fenômenos da combustão e não necessariamente para obtenção de
valores absolutos de emissões do motor em questão.
As emissões legisladas atualmente para veículos leves são CO, NOX, aldeídos
e THC segundo a resolução CONAMA 315 do PROCONVE (CONAMA, 2002). A
medição da emissão dos hidrocarbonetos totais (THC) é feita por um analisador de
ionização de chama (FID). Para os veículos FLEX com uso do etanol, a análise de
hidrocarbonetos totais deve incluir também as emissões de etanol não queimado. Para
reduzir o erro, o analisador FID deve ter sua leitura corrigida de acordo com o
percentual de etanol adotado na mistura a gasolina (MELO et al., 2009; VICENTINI et
al.,2011). Um dos maiores desafios atuais é a redução das emissões, em especial da
emissão de etanol não queimado na partida a frio dos veículos FLEX, uma vez que
esse poluente tem impacto na formação de Ozônio na troposfera (MELO et al., 2009;
ABRANTES, 2010; VICENTINI et al., 2011; SALES et al., 2012a; SALES et al., 2012b).
Para uma medição precisa das emissões de etanol não queimado, aldeídos,
THC (hidrocarbonetos totais), CO, CO2 e NOX, foi usado um analisador em tempo real
que usa espectroscopia no infravermelho por transformada de Fourier (FTIR) modelo
AVL-SESAM (Fig. 3.8). Como o analisador de THC do tipo FID (ionização de chama)
trabalha com uma chama estequiométrica, gases de exaustão com elevado teor de
oxigenados (álcool não queimado e aldeídos) podem ter a concentração de
hidrocarbonetos medida de forma errada. (MELO et al., 2010; SANDSTROEM-DAHL et
al., 2010; WALLNER et al., 2010).
51
Figura 3.8 – Foto do sistema de emissões FTIR AVL e tela de operação.
O FTIR consegue separar as emissões de hidrocarbonetos totais (THC) e as
emissões dos compostos oxigenados (aldeídos e etanol não queimado). O
equipamento calcula a concentração de THC em ppmC (ppm de carbono), segundo a
Eq. 3.6.
AHC5,7+NC5+IC5+HC3+HC2+HC2+CH=THC 554342224 (3.6)
onde IC5 é a concentração do isopentano, NC5 é a concentração do normal pentano e
AHC é a concentração dos aromáticos.
Para essa tese as emissões específicas (g/kWh) foram calculadas segundo a
norma CFR 40 (CFR, 2009), uma vez que não existe norma no país para esse cálculo
quando do uso de motores com ignição por centelha, apenas para motores do ciclo
Diesel. O principal benefício do uso dessa norma é o cálculo da massa molecular dos
hidrocarbonetos totais (MMHC), como uma função da relação molar
hidrogênio/carbono (y) do combustível utilizado, como mostrado na Eq. 3.7.
y.008,1+01,12=MMHC (3.7)
onde y é o valor da relação molar hidrogênio/carbono (H/C) que varia em função do
tipo de combustível.
A Tab. 3.1 apresenta os valores de massa molecular dos hidrocarbonetos totais
(MMHC) e de relação molar hidrogênio/carbono (y) para os diferentes combustíveis
usados no trabalho.
52
Tabela 3.1 – Valores de MMHC e y para diferentes combustíveis.
Combustível y Massa Molecular
de HC (kg/kmol)
H0 2,2 14,23
H30 2,5 14,53
H50 2,7 14,73
H80 2,9 14,93
H100 3 15,03
Na Tab. 3.2 são apresentados os valores de massa molecular dos gases medidos no
trabalho (NO, CO, CO2, Acetaldeído, Formaldeído e etanol não queimado). Esses
valores vão ser usados para cálculo da massa dos poluentes de acordo com o método
proposto pelo CFR 40 (CFR, 2009).
Tabela 3.2- Valores de massa molecular dos poluentes.
Gás Massa Molecular
(kg/kmol)
NO 30,01
CO 28,01
CO2 44,01
Acetaldeído 44,05
Formaldeído 30,03
Etanol não Queimado 46,07
A Tab. 3.2 apresenta a massa molecular do NO, uma vez que, para motores
com ignição por centelha, mais de 95% das emissões de NOx são desse componente.
Durante as medições experimentais desse trabalho, foi verificado que para o motor
FLEX com qualquer tipo de combustível, as emissões de NO foram sempre acima de
90% das emissões de NOx.
O FTIR realiza a medição dos gases de exaustão em base úmida, ou seja, a
água permanece presente durante a medição na forma de vapor. Dessa forma a
massa molecular da exaustão do motor (MMex) é calculada em base úmida segundo a
Eq. 3.8 (CFR, 2009).
53
2
4X
24
6X
22
26
10
10
ConcNOConcCOConcCO
10
ConcHC100
01,2810
ConcNO01,30
10
ConcCO44,1
10
ConcCO28,01
10
ConcHCMMHCMMex
−−−−×+
×
+×
+×+×=
(3.8)
onde:
ConcHC é a concentração em ppmC (ppm de carbono) de hidrocarbonetos totais;
ConcCO é a concentração em percentual de CO;
ConcCO2 é a concentração em percentual de CO2;
ConcNOX é a concentração em ppm de NOX.
A massa em g/kWh do NOX (M_NOX) é calculada pela Eq. 3.9 (CFR, 2009).
610KHxConcNOMMex
xMMNO
PotcombVarV
xM_NO −××××+
= (3.9)
onde:
Var é a vazão mássica de ar em kg/h;
Vcomb é a vazão de combustível em kg/h;
Pot é a potência em kW no eixo do dinamômetro;
MMNOx é a massa molecular de NOx, que nesse trabalho foi usada o valor para o NO;
KH é o fator de correção de umidade somente usado para o cálculo das emissões de
NOx segundo a Eq. 3.10 (CFR, 2009):
( )[ ]10,71Humid0,0329711
KH−×−
= (3.10)
onde Humid é a umidade absoluta do ar de admissão em g de H2O por kg de ar seco.
O cálculo de massa dos outros poluentes é feito com base na Eq. 3.9
considerando o KH=1 e substituindo a massa molecular do NO e concentração do
NOX, respectivamente, pelos valores do poluente a ser calculado.
54
3.1.1.6. Calibração e Cálculo de Incertezas do Ban co de Provas
O Apêndice II apresenta de forma resumida as informações de modelos, faixas
de trabalho, resolução e incertezas de medição das principais variáveis e sensores
usados no trabalho.
A seguir estão descritos de forma simplificada os procedimentos adotados para
calibração das principais variáveis medidas no banco de provas.
• Torque do Dinamômetro: foram utilizadas massas calibradas pelo CENPES, sendo a
calibração feita por técnicos do laboratório de motores do CENPES.
• Rotação do Motor: Não foi feita a calibração da rotação, uma vez que é muito difícil
se conseguir uma rotação estabilizada do motor, de forma a possibilitar o uso, por
exemplo, de um estroboscópio para essa calibração. Foi feita então uma verificação
desse sinal, comparando-se os valores do sistema de aquisição de dados da AVL, com
o sinal de rotação do medidor Indimodul também da AVL, que usa um encoder ótico de
precisão. Não foram encontradas diferenças significativas entre as medições efetuadas
pelo sistema de aquisição de dados PUMA e pelo sistema AVL Indimodul,
considerando a resolução de 1 rpm. A leitura de rotação relatada nesse trabalho foi
feita pelo sistema de aquisição de dados PUMA.
• Temperaturas: Foi usado um equipamento simulador de temperatura da empresa
ECIL, modelo CAPPO. O simulador gera um sinal em volts ou resistência (de acordo
com o tipo de sensor termopar ou termo resistência PT100) correspondente à
determinada temperatura. No canal de entrada analógica do sistema de automação
PUMA da AVL, foi feita a leitura desse sinal e a respectiva correlação para unidade de
engenharia (oC), através de uma curva de calibração. Dessa forma, foi feita a
calibração de todo o sistema de amplificação e digitalização de sinal. Os termopares e
sensores de temperatura PT100 usados tem certificados de calibração.
• Pressão: Foi utilizado um equipamento simulador da empresa General Electric,
modelo Druck DPI 284 capaz de gerar diferentes valores de pressão. O simulador era
ligado aos transdutores a serem calibrados, sendo que a leitura do sinal eletrônico
gerado foi feita pelo sistema de automação PUMA da AVL.
A incerteza de medição é um dos requisitos da norma ISO 17025, que é usada
como referência para a obtenção de credenciamento de laboratórios de ensaios junto
ao INMETRO. Para efeito desse trabalho, as incertezas de medição foram calculadas
conforme sugerido por MELO et al. (2004) e MELO (2006). Esses trabalhos foram
desenvolvidos originalmente para laboratórios de emissões veiculares, porém
encontram aplicação também em laboratórios de motores. De acordo com esses
55
artigos, a incerteza de medição pode ser dividida em incerteza devido à repetitividade
(tipo A) e a incerteza devido a calibrações, resolução e padrões utilizados(tipo B). A
seguir é descrito o procedimento recomendado por MELO et al. (2004) e MELO (2006)
para cálculo das incertezas de medição. MELO (2007) adaptou esses procedimentos
para uso em banco de provas de motor.
A incerteza tipo A (IA), também chamada de erro padrão, é calculada dividindo-
se o desvio padrão pela raiz quadrada do número de repetições da medição. A
incerteza tipo B (IB) é uma combinação de diversos fatores e pode ser calculada como
mostrado na Equação. 3.11.
2i
22
21B S...SSI +++= (3.11)
onde S1, S2, ..., Si são as diferentes componentes da incerteza, tais como resolução do
instrumento, padrão de calibração, curva de calibração, etc.
Para se combinar esses dois tipos de incerteza, foi usada a Eq. 3.12.
2B
2AC III += (3.12)
onde IC é a incerteza combinada.
A incerteza expandida (IE) é obtida pela multiplicação da incerteza combinada
pelo fator de abrangência (kab), que pode ser assumido com o valor 2 para um grau de
confiança de 95 % , segundo a Eq. 3.13 (MELO et al., 2004; MELO, 2006).
Cab Ik ×=EI (3.13)
Com base nesses procedimentos foram calculadas para as principais variáveis
do trabalho as incertezas tipo A, tipo B e expandidas, conforme mostrado no Apêndice
II nas respectivas unidades de engenharia. Esse procedimento de cálculo foi aplicado
em laboratório de ensaios em motores no trabalho de MELO (2007).
56
3.1.2. Combustíveis
Uma gasolina comercial E25 (gasolina misturada com 25% de etanol anidro) e
um etanol hidratado comercial (etanol com até 4,9% v/v de água adicionada),
referenciados no trabalho respectivamente como H0 e H100 foram escolhidos
inicialmente para os ensaios experimentais. A partir desses combustíveis foram feitas
misturas em base volumétrica de etanol hidratado na gasolina H0 nos teores de 30%,
50% e 80%, referenciados no trabalho como H30, H50 e H80 respectivamente. Para a
escolha dos percentuais de etanol hidratado usados nas misturas, foi levado em
consideração que o percentual de 50% é também usado na homologação do veículo
FLEX. Também foi considerado que 80% é o percentual em volume de mistura de
etanol hidratado à gasolina E25 (H0), que contém aproximadamente 15% de gasolina
pura, se assemelhando ao combustível E85 (15% de gasolina adicionada ao etanol
anidro em base volumétrica) usado nos EUA e na Europa em veículos FLEX. Cabe
ressaltar que o uso do etanol hidratado em larga escala somente existe no Brasil, uma
vez que, em praticamente todos os outros países, o etanol usado é do tipo anidro. O
percentual de 30% foi escolhido para incluir um combustível com teor de etanol abaixo
de 50% no trabalho. Esse percentual também é usado por alguns usuários para evitar
problemas de detonação em motores FLEX (MELO et al. , 2011).
Os combustíveis foram analisados nos laboratórios do CENPES, incluindo
resultados de diversas propriedades físico-químicas necessárias para a análise
experimental e para a simulação computacional. Algumas propriedades foram
calculadas, tais como o combustível equivalente, a razão ar-combustível
estequiométrica (A/Cest) e os percentuais (v/v) de gasolina, etanol e água. As principais
propriedades dos combustíveis usados são listadas na Tab. 3.3. Tanto a gasolina
quanto o etanol hidratado (H100) usados são combustíveis comerciais que atendem as
resoluções da ANP, de números 57 e 7, respectivamente (ANP, 2011b; ANP, 2011a).
57
Tabela 3.3- Principais propriedades físico-químicas dos combustíveis analisados.
Combustível Propriedades dos
Combustíveis
Método Analítico H0
(E25) H30 H50 H80 H100
Massa específica(kg/m³)
ASTM D4052 748,2 764,9 779,2 797,7 808,7
MON ASTM D2700 85,1 88 89,7 91,6 91,8
RON ASTM D2699 97,3 >100 >100 >100 >100
Carbono
(% m/m) ASTM D5291
73,3 64,3 59,5 53,9 50,7
Hidrogênio
(% m/m) ASTM D5291
13,7 13,4 13,3 13,1 13,0
Oxigênio (%m/m)
ASTM D5622 13,0 22,3 27,2 33,0 36,3
Relação Molar (H/C) - 2,2 2,5 2,7 2,9 3,0
Relação Molar (O/H) - 0,13 0,26 0,34 0,46 0,53
Etanol (% v/v) - 25,0 46,3 60,3 81,6 95,7
Gasolina (% v/v) - 75,0 52,5 37,5 15,0 0,0
Água (% v/v) - 0,0 1,2 2,2 3,4 4,3
A/Cest - 12,7 11,1 10,3 9,3 8,8
PCI (MJ/kg) ASTM D5865 38,92 34,68 31,84 27,59 24,76
PVR (kPa) ASTM D5191 55,9 52,5 47,2 33,0 15,4
Nota: A/Cest – Razão ar-combustível estequiométrica; MON- octanagem do tipo motor; RON- octanagem do tipo
pesquisa; PCI- poder calorífico inferior; PVR- pressão de vapor do tipo Reid.
Com base nos dados da Tab. 3.3, foi verificado que tanto a gasolina E25 (H0)
quanto o etanol hidratado (H100) atendem as especificações dos combustíveis
comerciais do país de acordo com os limites estabelecidos pela ANP (ANP, 2011a;
ANP, 2011b).
A partir das informações da Tab. 3.3, também foi feito o gráfico apresentado na
Fig. 3.9, que correlaciona a octanagem do tipo motor (MON) com o percentual de
etanol hidratado adicionado à gasolina.
58
84
85
86
87
88
89
90
91
92
93
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado(%)
MO
N
Figura 3.9 – Octanagem (MON) versus teor de etanol hidratado.
Da Fig. 3.9, pode ser verificado o aumento da octanagem do tipo MON em
função da adição de etanol até o combustível H80. Também pode ser visto que o
combustível H30 apresentou um aumento percentual de octanagem de cerca de 3,4%
comparativamente com o combustível anterior. Esse foi o maior aumento percentual
entre todos os combustíveis analisados.
Com relação ao PVR (Pressão de Vapor do tipo Reid), da Tab. 3.3 pode ser
verificado que as misturas de gasolina-etanol apresentaram valores mais elevados em
comparação com o etanol hidratado. As moléculas de etanol puro possuem fortes
ligações de hidrogênio, mas pequenas quantidades de gasolina diminuem a
quantidade dessas ligações, aumentando significativamente os valores de PVR. O
aumento da quantidade de gasolina proporciona um aumento não linear no PVR
(ORBITAL ENGINE COMPANY, 2002).
A curva de destilação atmosférica é um parâmetro físico-químico importante dos
combustíveis, e existem poucas informações na literatura do efeito da adição do etanol
no formato final dessa curva. Dessa forma, foram medidas as curvas de destilação
atmosférica para todos os combustíveis segundo a norma ASTM D86.
A Fig. 3.10 apresenta o gráfico da temperatura versus o percentual de
combustível evaporado de diferentes combustíveis. Embora a gasolina sem etanol (E0)
não tenha sido usada nos ensaios, sua curva de destilação foi feita para efeito de
comparação e também é apresentada na Fig. 3.10.
59
0
40
80
120
160
200
240
0 20 40 60 80 100 Evaporative (%)
Tem
pera
ture
(°C
)
E0 E25
H30 H50
H80 H100
Figura 3.10 – Curva de destilação dos combustíveis (temperatura versus percentual
evaporado) para diferentes teores de etanol
Pode ser visto na Fig. 3.10 que a adição de etanol modifica significativamente a
curva de destilação, tanto da gasolina E0 (sem etanol), quanto da gasolina de
referência H0. Cabe ressaltar que o H80 e o H100 têm praticamente o mesmo perfil de
curva de destilação, embora os valores iniciais de cada curva sejam diferentes. As
características de destilação dos combustíveis têm impacto na eficiência volumétrica,
na formação de mistura e na partida a frio (OWEN et al., 1995).
A parte inicial da curva de destilação (até 20%) é importante para o
desempenho do motor na partida a frio e para as emissões evaporativas (OWEN et al.,
1995). Até 20% do combustível vaporizado, os combustíveis H100 e H80 apresentaram
significativas diferenças em comparação com o H50, H30 e H0 (E25). A faixa
intermediária de destilação (entre 20 e 90%) é importante para economia de
combustível no veículo (OWEN et al., 1995). Nessa faixa, os combustíveis H80 e H100,
e os combustíveis H30 e H50 apresentaram comportamento similar, enquanto o H0
(E25) teve uma curva diferente de todas as outras. Acima de 90% de pressão de
vapor, os combustíveis H0, H30 e H50 apresentaram comportamento similar.
O aumento do percentual de mistura do etanol aumenta a relação
Hidrogênio/Carbono (H/C) e Oxigênio/Carbono (O/C) devido ao menor percentual de
carbono do etanol quando comparado à gasolina, conforme mostrado na Fig. 3.11.
60
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
3,5
-10 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Etanol Hidratado (%)
Rel
ação
Mol
ar
H/C
O/C
Figura 3.11 – Relação molar de H/C e O/C versus percentual de etanol hidratado.
A razão ar-combustível estequiométrica (A/Cest) mostrada na Tab. 3.3 foi calculada
pela Eq. 3.14 (HEYWOOD,1988).
16zy122z
14y
138,8A/Cest ++
−+⋅= (3.14)
onde y é a relação molar H/C e z é a relação molar O/C.
3.1.3. Motor e Unidade de Controle do Motor
Para esse trabalho foi escolhido um motor FIAT FIRE, 1,4 L,TETRAFUEL, uma
vez que o CENPES já possuía outro motor desse modelo no laboratório, facilitando o
conhecimento técnico e o histórico de desempenho do mesmo, além do fato da FIAT
ter fornecido informações técnicas do motor, incluindo detalhes de sua geometria. A
Tab. 3.4 apresenta as principais características do motor usado no trabalho.
61
Tabela 3.4 – Principais características do motor FIAT FIRE 1,4 L, TETRAFUEL.
Cilindros Quatro em linha
Válvulas por cilindro Duas
Comando de válvulas Um no cabeçote
Diâmetro do cilindro 72,0 mm
Curso do pistão 84 mm
Diâmetro do pistão 71,9 mm
Offset pino do pistão 0,67 mm
Distância entre centros biela 128,95 mm
Cilindrada total 1396 cm3
Razão de compressão 10,35:1
Gasolina com 20% de Etanol Anidro 100% Etanol Hidratado
Potência
Máxima 56,8 kW a 5500 rpm 59,6 kW a 5500 rpm
Torque
Maximo 120 Nm a 2250 rpm 122 Nm a 2250 rpm
Na Fig. 3.12 é mostrada uma foto do motor FIAT instalado no banco de provas
do CENPES.
Figura 3.12 – Motor FIAT FIRE TETRAFUEL 1,4 L no banco de provas do CENPES.
62
No veículo FIAT Siena com motor FIRE, TETRAFUEL, 1,4 L, apenas uma
central eletrônica (ECU) é capaz de gerenciar os diferentes tipos de combustíveis
(gasolina, álcool e GNV) e suas misturas. Porém, devido ao grande número de
sensores instalados no veículo e integrados à central eletrônica, para ensaios em
banco de provas é necessário o uso de uma central eletrônica especialmente
preparada pela FIAT e calibrada para apenas um determinado tipo de combustível.
Essa central é capaz de simular os sensores do veículo original, eliminando erros que
poderiam ocorrer com o funcionamento apenas do motor no banco de provas.
Para se evitar o uso de diferentes centrais eletrônicas para cada tipo de
combustível, além de melhorar a precisão e a estabilidade da leitura dos ângulos de
ignição, foi utilizada nesse trabalho uma ECU programável modelo MoTeC M800, em
substituição à central eletrônica original do motor, com as devidas modificações
necessárias no seu cabeamento elétrico. Outro objetivo da utilização da MoTeC é
permitir a otimização dos parâmetros de calibração do motor com cada combustível
avaliado, extraindo seu máximo potencial. O software do módulo MoTeC permite o
controle da razão ar-combustível através do uso de um sensor lambda, além do
controle do ângulo de ignição, do tempo de injeção, da aceleração do motor
(borboleta), etc. Com o uso do módulo MoTeC foi possível a criação de mapas
específicos para otimização de diferentes variáveis do motor para cada tipo de
combustível usado, aumentando a complexidade do experimento em relação ao
trabalho anterior de MELO et al. (2007) de estudo do desempenho da gasolina e do
etanol em motor FLEX. Entretanto, a central programável possibilitou uma maior
precisão e repetitividade dos ensaios pelo fato de manter o avanço fixo durante as
repetições dos ensaios. A Fig. 3.13 mostra uma foto do módulo MoTeC no banco de
provas.
63
Figura 3.13 – Módulo MoTeC no banco de provas.
O sensor lambda original do motor foi substituído por um sensor linear de banda
larga, BOSCH modelo LSU 4.0, que fornecia uma precisa informação de lambda
durante os ensaios. Essa medição foi feita no indicador digital ETAS, modelo LA4,
(MACHADO et al., 2011).
3.1.4. Pontos Operacionais
Inicialmente se buscava nesse trabalho uma correlação entre os dados
experimentais de emissões de poluentes com os dados de torque, rotação e de teor de
etanol da mistura de combustível. Dessa forma deveriam ser escolhidos pontos
operacionais (torque e rotação) que representassem diferentes faixas de operação do
motor com o uso de diferentes combustíveis. A comparação do desempenho e das
emissões do motor deveria ser em uma mesma condição de potência para diferentes
combustíveis.
Com base nos dados da Tab. 3.4 foram escolhidos inicialmente a rotação de
2250 rpm (rotação de torque máximo nominal do motor) e torque 60 Nm (50% do
torque máximo do motor). Como foi verificado que a rotação de 3875 rpm apresentava
resultado experimental de torque máximo próximo ao torque máximo do motor, ela
também foi escolhida. Os dois pontos de carga parcial (2250 rpm e 3875 rpm com
torque de 60 Nm) foram calibrados para trabalhar com mistura estequiométrica (λ=1).
Este lambda é usualmente empregado no mapeamento de veículos visando maximizar
a eficiência do catalisador de 3 vias (MELO et al., 2009; VICENTINI et al., 2011).
Como o motor no banco de provas teve a calibração da central eletrônica
64
modificada, bem como o sistema de escapamento, os valores nominais de torque
declarados pelo fabricante não se aplicam exatamente aos valores encontrados no
banco de provas. Ensaios preliminares mostraram que o valor de torque máximo
nominal de 120 Nm somente poderia ser atingido para alguns combustíveis e em
algumas rotações. Dessa forma foi escolhido o torque de 105 Nm que é elevado
(acima de 80% do torque máximo) e pode ser atingido com todos os combustíveis do
trabalho em algumas rotações. Foi definido o uso do torque 105 Nm para as rotações
de 2250 rpm e 3875 rpm com lambda 0,9. Este lambda é empregado nos mapas de
veículos e está de acordo com o recomendado por VAN BASSHUYSEN et al. (2002).
Para se permitir posteriormente uma melhor análise dos dados experimentais,
foram incluídos dois pontos adicionais de operação do motor, sendo um para rotação
baixa (1500 rpm) e torque intermediário (60 Nm) e outro para rotação alta (4500 rpm),
acima de 80% da rotação de potência máxima do motor (5500 RPM), com torque
elevado (105 Nm). A Tab. 3.5 mostra os valores de rotação, de torque e lambda do
experimento.
Tabela 3.5 – Pontos operacionais do experimento.
Rotação (rpm) Torque (Nm) Lambda (λ)
4500 105 0,9
3875 105 0,9
3875 60 1,0
2250 105 0,9
2250 60 1,0
1500 60 1,0
Os pontos operacionais da Tab. 3.5 também podem ser visualizados na Fig.
3.14.
65
Figura 3.14 – pontos operacionais, torque e rotação com indicação do fator lambda (λ).
3.1.5. Procedimentos do Ensaio Experimental
Nos motores dos veículos FLEX comerciais do Brasil, é utilizado o fator lambda
igual a 1 (mistura estequiométrica) na maioria das situações de carga parcial, para se
obter a máxima eficiência do catalisador e redução das emissões de poluentes (MELO,
2007; MELO et al., 2009; VICENTINI, 2011). Em cargas elevadas, o fator lambda fica
em torno de 0,9 (mistura rica) para que o motor tenha mais potência. Nesse trabalho,
para valores de IMEP (Pressão Média Efetiva Indicada) acima de 0,9 MPa foi adotado
um fator lambda igual a 0,9, segundo recomendação de VAN BASSHUYSEN et al.
(2002). Em experimentos preliminares foi verificado que apenas os pontos
operacionais de torque igual a 105 Nm apresentaram IMEP acima de 0,9 MPa.
Dessa forma, no módulo programável MoTeC foi estabelecido para todas
misturas de combustível, um controle em malha fechada (closed-loop) com um fator
lambda constante e igual a 1 nas condições de carga parcial (60 Nm). Nas condições
de carga elevada (105 Nm), foi adotado o controle em malha fechada e lambda igual a
0,9. Essa estratégia de mapeamento é similar à usada pelas montadoras de veículos
(MELO et al., 2007). O módulo MoTeC consegue controlar o valor do fator lambda em
± 1%, valor equivalente à precisão dos controles dos módulos eletrônicos dos veículos
comerciais.
Muitos trabalhos experimentais disponíveis na literatura investigam a influência
da mistura de etanol em aplicações de pesquisa básica, porém sem uma relação direta
com a aplicação comercial em veículo. Dessa forma esse trabalho poderá trazer uma
contribuição técnica para a comunidade cientifica, pela divulgação de informações
66
técnicas de desempenho do motor em pontos de operação próximos aos usados pelo
motor em operação no veículo real.
Em estratégia também adotada por montadora, para cada ponto de operação e
para cada combustível, foi verificado o ângulo ótimo de avanço para a obtenção do
máximo torque (MBT). Foram usadas aberturas de borboleta de aceleração próximas
do ponto de operação desejado, em procedimento similar ao adotado por AL-
FARAYEDHI et al.(2004). Para todos os pontos operacionais foi verificado se o valor
do fator lambda estava correto e se não havia a ocorrência de detonação no motor, de
acordo procedimento descrito no item 3.1.1.4. Também foi verificado se a temperatura
dos gases de exaustão não ultrapassava 900°C, de fo rma a não prejudicar o
catalisador, estratégia semelhante à adotada pelas montadoras de veículos.
As Figs. 3.15 e 3.16 exemplificam duas telas do software do módulo
programável MoTeC, que foram usadas durante a calibração do motor.
Figura 3.15 – Tela de operação do MoTeC com ajuste do avanço
67
Figura 3.16– Tela do MoTeC usada para maximizar o torque em função do avanço
Da Fig. 3.16 pode ser verificado que o software do MoTeC permite a elaboração
de equação de regressão de segundo grau entre o valor do torque (ordenada) e o valor
do avanço de ignição (abscissa). Derivando essa função e igualando-a a zero pode ser
obtido o valor ótimo do ângulo de avanço correspondente ao máximo torque. O
procedimento deve ser feito para cada ponto operacional e para cada combustível,
sendo considerada uma parte crítica do experimento, pois demanda muito tempo e
quantidade de combustível.
Depois de ajustado o ponto ótimo do avanço de ignição, o ponto operacional foi
programado no sistema de automação do banco de provas para o controle da rotação
e do torque desejado. Após a estabilização térmica do motor foram feitas leituras de
pressão do cilindro pelo sistema Indimodul de 300 ciclos do motor, segundo
recomendação de MELO (2007). O sistema de automação AVL PUMA OPEN fez as
leituras das variáveis do banco de provas e dos valores de emissões medidos pelo
sistema FTIR por cerca de 60 segundos para cada ponto operacional. A leitura do
percentual de borboleta da aceleração e do fator lambda foram feitas pelo sistema de
automação. Ao final dessas leituras, foram calculadas as médias e o desvio padrão de
cada variável. A seqüência de realização de ensaio para cada ponto operacional e para
cada combustível está mostrada na Tab. 3.6.
68
Tabela 3.6 – Seqüência de realização de ensaios em cada ponto de operação.
Ordem dos pontos de operação Torque (Nm) Rotação (rpm)
1o 105 4500
2o 105 3875
3o 105 2250
4o 60 3875
5o 60 2250
6o 60 1500
Os ensaios experimentais tiveram início com o uso da gasolina (H0). Após o
término do 6o ponto de operação, foram feitas mais três repetições de toda a sequência
de pontos operacionais (6 pontos), mantendo o combustível gasolina (H0). Em
seguida, foi feito um procedimento detalhado de limpeza de linhas de combustível e
dos instrumentos que tem contato com o combustível. Depois foram feitos ensaios com
os combustíveis H30, H50, H80 e H100, seguindo a mesma sequência de ensaios
mostrados na Tab. 3.6.
3.1.6. Procedimento de Análise Estatística
Cada ponto operacional escolhido para o ensaio foi repetido pelo menos 4
vezes e os resultados experimentais foram analisados estatisticamente pelo software
STATISTICA da empresa Statsoft de acordo com os procedimentos de CALADO et al.
(2003) e DA SILVA (2010).
No software STATISTICA, foi gerada uma curva de regressão com o cálculo da
variável de saída a partir dos dados de rotação, torque e teor de etanol, considerando
todas as leituras do experimento, incluindo as repetições (réplicas). A ordem de
regressão era definida de forma automática pelo software para se obter o melhor
ajuste, ou seja, maiores coeficientes de determinação (R2) e de determinação ajustado
(R2adj) possíveis.
A partir da curva de regressão foram calculados os resíduos das leituras
experimentais, que são a diferença entre o valor obtido no experimento e o valor
previsto pela curva de regressão. Esses resíduos foram testados quanto à
normalidade. Para tanto, avalia-se a hipótese nula de que não há diferença entre a
distribuição apresentada pelos resíduos desta amostra e a distribuição de uma
população com distribuição estatística normal. Neste caso, pelo menos um dos testes
69
estatísticos selecionados, Shapiro-Wilk ou Lilliefors ou Kolmogorov-Smirnov (CALADO
et al., 2003) deve apresentar um valor da estatística p maior que o grau de significância
proposto α=0,05, indicando a não rejeição da hipótese nula.
Também foram realizados testes de homogeneidade de variâncias
(homoscedasticidade) para verificar se as variâncias dos resultados experimentais
correspondentes aos diversos pontos operacionais (rotação, torque, teor de etanol)
eram da mesma ordem de grandeza e que poderiam, portanto, ser comparadas. Esses
testes foram feitos para cada variável de saída do experimento (emissões de gases,
consumo, pressão, etc). Para que as variâncias sejam consideradas homogêneas
(hipótese nula de igualdade das variâncias), os resíduos, em torno dos valores preditos
da variável dependente, devem estar com dispersão homogênea, sem tendências
significativas ao longo do eixo da variável dependente (DA SILVA, 2010). É usado para
essa verificação o teste de Harley, Cochran e Bartlett (CALADO et al., 2003), para um
grau de significância α=0,05. Valores da estatística p>α=0,05 indicam, portanto, a não
rejeição da hipótese nula em questão, conduzindo à indicação de homoscedasticidade.
No caso de falha em algum desses testes em uma primeira rodada de análises, é
pratica comum o descarte de pontos experimentais considerados “outliers” que
eventualmente não tenham sido retirados no início da análise, seguido da realização
de novos testes, similares aos supracitados
Após a avaliação das hipóteses acima, foi possível a aplicação do teste de
Fisher (CALADO et al., 2003) no software STATISTICA para comparação entre as
médias dos resultados dos diversos cenários propostos, avaliando a hipótese nula de
que não há diferença entre os resultados para α=0,05. O teste de Fisher é também
chamado de mínima diferença significativa (LSD) e se baseia na distribuição t-Student,
sendo considerado um teste adequado em termos de sensibilidade (CALADO et al.,
2003; DA SILVA, 2010).
3.2. Metodologia de Simulação
Neste item é descrita a teoria de funcionamento do software de modelagem
computacional usado. Também estão incluídas informações relacionadas à validação
do modelo com dados experimentais para diferentes teores de etanol hidratado e
diferentes pontos operacionais.
O modelo computacional para o motor FLEX proposto inclui a admissão, a
exaustão, a compressão e a combustão com a formação de poluentes, sendo uma
evolução em relação ao trabalho de mestrado de modelagem termodinâmica
70
desenvolvido por MELO (2007) na COPPE/UFRJ. MELO (2007) realizou os cálculos de
simulação entre o período de fechamento da válvula de admissão e de abertura da
válvula de escapamento. No trabalho, foi feita a simulação da curva de pressão do
cilindro através da elaboração de um programa de modelagem específico feito com o
software MATHEMATICA (SPHAIER, 2001), porém não foram feitas simulações de
formação de poluentes.
Foi escolhido para essa tese o uso do software BOOST da empresa AVL (AVL,
2011) por ser um programa de simulação com possibilidade de realizar a modelagem
quasi-dimensional da combustão com formação de poluentes, além de estar disponível
na UFRJ e no CENPES (CARVALHO, 2011b). O software AVL BOOST é usado
internacionalmente, porém ainda está iniciando o seu uso no Brasil por algumas
universidades e/ou empresas para o estudo da combustão e do desempenho de
motores. Conforme verificado na revisão bibliográfica apesar de seu uso por diversas
empresas, não foram encontrados trabalhos publicados com informações quanto à
capacidade de resposta do programa BOOST em simulações com o uso de diferentes
teores de etanol adicionados à gasolina. Os fundamentos teóricos do software são
descritos a seguir e podem também ser consultados no manual teórico do BOOST
(AVL, 2011) e no trabalho de CARVALHO (2011b).
3.2.1 Fundamentos Teóricos do Programa de Simulaçã o BOOST
3.2.1.1. Representação de Espécies e do Combustíve l
O programa de simulação BOOST executa o cálculo das propriedades dos
gases em cada passo do programa de forma a ter atualizada a composição do gás na
câmara de combustão. Um número arbitrário de espécies pode ser escolhido para
descrever a composição do gás, sendo que o programa BOOST usa no mínimo sete
tipos diferentes: combustível, ar (O2 e N2), produtos da combustão completa (CO2 e
H2O) e incompleta (CO e H2). Para esse trabalho, outras espécies também foram
incluídas, como, por exemplo, NO2, NO, N, OH, etc.
As espécies são consideradas gases ideais para efeito de simplificação. O
software calcula as propriedades termodinâmicas das espécies, através de polinômios
da NASA (HEYWOOD, 1988; SANTOS JR, 2004). O cp é calculado em função da
temperatura (T) conforme mostrado na Eq. 3.15.
45j
34j
23j2j1j
j
j p TaTaTaTaa R
c++++= (3.15)
71
onde Rj é a constante do gás ideal de cada espécie j no interior do cilindro e aij (i = 1 a
5) representam os coeficientes da equação polinomial da NASA para cada espécie.
Cabe ressaltar que a Eq. 3.15 possui dois grupos de coeficientes, sendo um
válido para baixas temperaturas (300 K < T < 1000 K) e outro para temperaturas mais
elevadas (T > 1000 K).
O BOOST oferece a possibilidade de uso das seguintes espécies no banco de
dados interno: O, O2, OH, CO, CO2, N, N2, NO, NO2, NO3, N2O, HCl, HCNO, NH3, H,
H2, H2O, SO, SO2, SO3, GASOLINA, HIDROGÊNIO, METANOL, ETANOL, DIESEL,
CH4, C2H2, C2H4, C2H6, C3H4, C3H6, C3H8, C4H10, C5H12.
Caso espécies listadas anteriormente não sejam suficientes, poderão ser
especificadas outras espécies para inclusão no banco de dados do programa.
Um número arbitrário de componentes, que estão presentes na lista de espécies
do banco de dados, pode constituir o combustível. É possível se definir uma proporção
em massa ou volume de cada um deles em relação à composição do combustível final.
Para esse trabalho, foram selecionados do banco de dados do BOOST, a gasolina
Tipo A (sem álcool), o etanol anidro e a água como componentes básicos das misturas
utilizadas para formar os combustíveis (H0 até H100) usados nesse trabalho. Dessa
forma o software foi capaz de simular diferentes percentuais de etanol hidratado na
gasolina.
Cabe ressaltar que o modelo do injetor de combustível pode ser afetado pela
composição do combustível, uma vez que a massa injetada e evaporada é distribuída
para todas as espécies definidas como componentes usando a proporção especificada.
Entretanto, como nesse trabalho foi usada como dado de entrada uma razão ar-
combustível pré-definida e constante, para cada combustível e ponto de operação, o
modelo de injetor não foi adotado. Isto eliminou a necessidade da informação da curva
de destilação do combustível para o programa de simulação.
A gasolina (sem álcool) disponível no banco de dados do programa BOOST é
chamada de “gasoline” e possui propriedades físico-químicas semelhantes a gasolina
européia e não muito diferentes das propriedades da gasolina tipo A (sem álcool)
usada nesse trabalho. A Tab. 3.7 apresenta uma comparação de algumas
propriedades físico-químicas da gasolina usada no BOOST e da gasolina tipo A usada
na parte experimental desse trabalho.
72
Tabela 3.7 – Propriedades físico-químicas da gasolina do BOOST e da gasolina tipo A
da tese
Propriedade físico-química
Gasolina do BOOST
Gasolina tipo A da tese Diferença %
Massa molecular (kg/kmol) 106 111 4,7
PCI (MJ/kg) 43,5 45,1 3,7
% m/m de carbono 87,6 86 1,8
Razão ar-combustível Estequiométrica 14,5 14,8 2,1
Da Tab. 3.7 pode ser verificado que de forma geral as propriedades físico-
químicas da gasolina usada pelo programa BOOST são semelhantes às da gasolina
usada no trabalho com diferenças menores que 5%. Cabe ressaltar que, tanto para a
gasolina como para o etanol, o programa permitiu a entrada de dados de poder
calorífico inferior (PCI), massa específica e razão ar-combustível dos combustíveis
experimentais, minimizando as diferenças de propriedades entre a gasolina
experimental e a gasolina usada no programa BOOST.
3.2.1.2. Equações Básicas de Conservação no Cilind ro
A 1ª Lei da Termodinâmica estabelece que a variação de energia interna no
cilindro envolve o trabalho no pistão, o calor liberado pelo combustível, as perdas de
calor na parede e pelas vazões de entalpia devido ao “blow-by” (passagem de gás
entre os anéis de segmento), além da entalpia presente nos elementos de massa que
entram e saem do cilindro pelas válvulas do motor. Na Fig. 3.17 é apresentado um
esquema simplificado do balanço de energia no cilindro do motor.
73
Figura 3.17 – Esquema de balanço de energia no cilindro
A Eq. 3.16 apresenta o cálculo da taxa de variação de energia interna do cilindro
em função do ângulo de eixo do virabrequim
dθ.u)d(mc
(HEYWOOD, 1988; BARROS,
2003; CARVALHO, 2011b).
( )
dθ
dmf qh
dθ
dm
hdθ
dm
dθ
dmh
dθdQ
dθ
dQ
dθdV
Pdθ
umd
evevs
s
eeBB
BBpcomb
cc
⋅⋅−⋅−
⋅+⋅−−+⋅−=⋅
∑
∑∑ (3.16)
onde:
Pc . dθdV
é o trabalho realizado pelo pistão em função de θ;
dθ
dQcomb é a taxa de calor liberado pelo combustível em função de θ ;
∑ dθdQp
é a taxa de calor perdido para a parede em função de θ;
dθ
dm.h BB
BB é o fluxo de entalpia devido ao blow-by em função de θ;
dθ
dmBB é a taxa de variação de massa do blow-by em função de θ;
74
mc, Pc e Tc são, respectivamente, a massa, a pressão e a temperatura do gás no
interior do cilindro;
V é o volume do cilindro;
Qcomb é o calor liberado pelo combustível;
Qp é o calor perdido pela parede do cilindro;
θ é o ângulo do eixo do virabrequim;
hBB é a entalpia dos gases de blow-by;
dme e dms são respectivamente os elementos de massa de gás na entrada e na saída
do cilindro;
he e hs são respectivamente a entalpia da massa de gás na entrada e na saída do
cilindro;
qev é o calor de vaporização do combustível;
f é o fator de vaporização do combustível;
mev é a massa de combustível evaporado.
A Eq. 3.16 adota as seguintes simplificações:
− A mistura é homogênea no início da combustão;
− A razão ar-combustível da mistura não queimada é constante durante a combustão;
− Gases queimados e não queimados tem a mesma pressão e temperatura, porém
possuem composições diferentes.
As duas primeiras simplificações também foram adotadas por SANTOS JR
(2004) e por MELO (2007).
A taxa de variação de massa de gás no cilindro em função do ângulo do eixo do
virabrequim (dθ
dmc ) pode ser calculada pela equação de conservação de massa (Eq.
3.17). A equação usa as taxas de variação de massa em função do ângulo de eixo do
virabrequim (θ) considerando a massa de entrada (me), de saída (ms), massa do blow-
by (mBB) e massa de combustível evaporado (mev) no cilindro.
dθ
dm
dθdm
dθ
dm
dθ
dm
dθ
dm evBBsec +−−=∑ ∑ (3.17)
75
A equação do gás ideal é apresentada na Eq. 3.18 (HEYWOOD, 1988).
ccc TRmV1
P ⋅⋅⋅= (3.18)
onde Pc, V, Tc são, respectivamente, a pressão, o volume e a temperatura no cilindro e
R é a constante de gás ideal da mistura.
As Eqs. 3.17, 3.18 e 3.19 permitem estabelecer uma relação entre pressão,
temperatura e massa. O sistema de equações diferenciais pode ser resolvido
utilizando-se o método de Runge-Kutta. Primeiro é efetuado o cálculo da temperatura,
e em seguida a pressão no cilindro é calculada pela Eq. 3.18.
3.2.1.3. Vazão Mássica nas Válvulas
A vazão mássica nas válvulas de admissão e exaustão foi calculada a partir da
equação de escoamento isentrópico (Eq. 3.19) (HEYWOOD, 1988; ANDERSON,
2003).
βTR
2PA
dtdm
o1o1eff ⋅
⋅⋅⋅= (3.19)
onde:
dtdm
é a vazão mássica;
Aeff é a área efetiva de escoamento na válvula;
Po1 é a pressão de estagnação antes da entrada na válvula;
To1 é a temperatura de estagnação antes da entrada na válvula;
β é uma variável calculada pela Eq. 3.20 ou pela Eq. 3.21, dependendo do tipo de
escoamento (subsônico ou sônico);
Para o caso de escoamento subsônico, β é calculado conforme a Eq. 3.20
(HEYWOOD, 1988; ANDERSON, 2003):
−
⋅
−=
+ k1k
o1
2k2
o1
2PP
PP
1kk
β (3.20)
76
onde P2 é a pressão estática após a passagem pela válvula, k é a razão de calores
específicos e Po1 é a pressão de estagnação antes da entrada da válvula.
Para o caso de escoamento sônico, β é calculado conforme a Eq. 3.21
(HEYWOOD, 1988; ANDERSON, 2003):
1kk
1k2
β 1k1
+⋅
+= − (3.21)
A área efetiva de escoamento Aeff pode ser determinada a partir da medição
dos coeficientes de descarga (cD) e da área da sede da válvula, conforme Eq. 3.22
(HEYWOOD, 1988).
4
πdcA
2vi
Deff⋅
⋅= (3.22)
onde cD é o coeficiente de descarga das válvulas e dvi é o diâmetro interno da sede da
válvula de referência.
O coeficiente de descarga (cD) varia com o posicionamento da válvula que varia
em função do ângulo do eixo de virabrequim. Os valores de cD em função do ângulo do
eixo de virabrequim são determinados experimentalmente em laboratório, em regime
de escoamento estacionário. Esse coeficiente representa a razão entre o valor da
vazão mássica real para uma dada queda de pressão, e o valor de vazão mássica
teórica (isentrópica) para as mesmas condições de contorno. Para esse trabalho, os
coeficientes de descarga das válvulas de admissão e de escapamento do motor FIAT
TETRAFUEL em função do ângulo do eixo de virabrequim foram determinados
experimentalmente em bancada de fluxo pela empresa AVL. Os dados foram inseridos
no programa BOOST e estão disponíveis no Apêndice IV.
Para o cálculo da pureza dos gases dentro do cilindro, ou seja, quanto de
mistura fresca existe em relação aos gases residuais, é adotado um modelo de mistura
perfeita. Esse modelo considera mistura homogênea, ou seja, a composição dos gases
de exaustão é a média da composição dos gases no interior do cilindro, e também a
energia dos gases de exaustão é equivalente ao valor médio de energia dos gases no
interior do cilindro.
77
3.2.1.4. Movimento do Pistão e Transferência de Ca lor
A Fig. 3.18 apresenta o movimento do pistão em função do ângulo do eixo do
virabrequim (θ) de um motor convencional (MELO, 2007; CARVALHO, 2011b).
Figura 3.18 – Mecanismo de movimento do pistão do motor
A partir da Fig. 3.18, a distância do pistão ao ponto morto superior em função do
ângulo do eixo de virabrequim (s(θ)) pode ser calculada pela Eq. 3.23:
( ) ( ) ( ) θ22v
2vv senR LθcosRLRθs −⋅−⋅−+= (3.23)
onde Rv é o raio do eixo do virabrequim, L é o comprimento da biela e θ é o ângulo do
eixo do virabrequim.
MELO (2007) usou o modelo de Woschni (WOSCHNI, 1967) com ajustes
empíricos feitos por SHUDO (2002) em função do ângulo de avanço para calcular o
coeficiente de transferência de calor na superfície superior do pistão. No trabalho de
MELO (2007) a temperatura da parede foi medida experimentalmente através da
instalação de um termopar no cabeçote do motor, com furação especial para o
trabalho. Foi verificada que a temperatura da parede variava de forma mais
significativa em função da variação da temperatura da água de refrigeração do motor,
sendo menos influenciado pelo tipo de combustível (gasolina e etanol). No trabalho de
MELO (2007) os valores máximos de rotação e torque foram respectivamente 3500
rpm e 75 Nm. A temperatura da parede medida experimentalmente variou entre 95 ºC
e 110 ºC, as variações foram principalmente devido a limitações do banco de provas
utilizado no experimento, que não permitia um controle preciso da temperatura da
78
água. Para essa tese com base no experimento anterior de MELO (2007) e com base
na experiência da empresa AVL em projetos de motores, foi fixada a temperatura da
parede da câmara de combustão do motor em 120 ºC. A escolha dessa temperatura
também considerou que o torque e rotação máximos usados nessa tese foram
respectivamente de 105 Nm e 4500 rpm, mais elevados portanto do que os usados no
trabalho de MELO (2007). Cabe ressaltar que a temperatura da água do motor foi
mantida constante em 90 ºC ± 2 ºC.
Para esse trabalho foi selecionado no programa BOOST, o modelo de Woschni
para cálculo do coeficiente de transferência de calor por convecção para as paredes da
câmara de combustão do cilindro, ou seja, cabeçote, pistão e paredes laterais do
cilindro. Para o cálculo do calor perdido pelas paredes (Qp) foi usada a equação de
resfriamento de Newton, conforme mostrado na Eq. 3.24 (HEYWOOD, 1988; MELO,
2007; CARVALHO, 2011b).
( )pcWoschniip TThAQ −⋅⋅= (3.24)
onde:
Qp é o calor perdido pelas paredes;
Ai é a área da câmara de combustão em contato com o gás;
Tc é a temperatura média do gás no interior o cilindro;
Tp é a temperatura da parede.
O coeficiente de transferência de calor (hWoschni) pode ser calculado, segundo
WOSCHNI (1967), pela Eq. 3.25:
8,0g
53,0c
8,0c
2,0Woschni vTPD013,0h −−= (3.25)
Por sua vez, vg (velocidade do gás na entrada da válvula) é calculado pela Eq.
3.26:
)VP/(TV)PP(00324,0v28,2v 111d0cpg −+= (3.26)
onde:
D é o diâmetro do cilindro;
P0 é a pressão no interior da câmara na compressão sem ocorrência de combustão;
79
Vd é o volume deslocado;
T1, P1 e V1 são a temperatura, pressão e volume no ângulo de fechamento da válvula
de admissão.
Como uma evolução do trabalho de MELO (2007), nessa tese de doutorado
foram considerados os processos de troca de calor nas válvulas de admissão e de
descarga. Essas trocas de calor são significativas devido aos elevados valores de
coeficiente de transferência de calor e de temperatura nas regiões próximas das
válvulas, incluindo a sede.
Como a transferência de calor durante a troca de gases influencia muito a
eficiência volumétrica do motor, principalmente para baixas rotações e baseado em
resultados de experimentos realizados pela Universidade de Graz, Áustria e pelos
trabalhos de WIMMER et al. (2000) e SCHUBERT et al. (2005), a AVL propôs
modificação na equação de Woschni criando um novo cálculo para o coeficiente de
transferência de calor (hAVL). Esse novo cálculo considera o fluxo de calor adicional
provocado pela velocidade de escoamento através das válvulas. Dessa forma, durante
a troca de gases o coeficiente de transferência de calor (hAVL) será calculado pela Eq.
3.27.
80.
g
2in
40.53
c0.8
c0.2
AVL vD
dcTP0.013Dh
= −− (3.27)
onde:
Pc e Tc são a pressão e a temperatura do gás no interior do cilindro;
c4 é uma constante igual a 14.0;
D é o diâmetro interno do cilindro;
din é o diâmetro interno da tubulação conectada à válvula de admissão;
vg é a velocidade do gás na entrada da válvula.
3.2.1.5. Modelo de Combustão Adotado
O tempo necessário para a combustão depende da velocidade de frente de
chama, que pode variar de acordo com o tipo de motor, condição operacional e tipo de
combustível. Dependendo do tipo de combustível, podem existir diferentes valores de
80
razão ar-combustível, tempos de avanço de ignição e de duração da combustão
(BAÊTA, 2006). Um aspecto fundamental para a modelagem de motores é a descrição
da taxa com que a massa de mistura ar-combustível, admitida no cilindro do motor, é
consumida na reação de combustão. Esta formulação é importante, pois calcula a taxa
de fornecimento de energia ao sistema, com influência direta nos valores de pressão e
temperatura no interior da câmara. Ela também altera a eficiência térmica, pois afeta o
trabalho realizado e as trocas térmicas pela parede do cilindro (ALLA, 2002).
Para esse trabalho foi selecionado o modelo de combustão do BOOST que usa
uma taxa de liberação de calor pré-definida. Essa taxa de liberação de calor é
calculada pela equação de Wiebe (HEYWOOD, 1988), que apesar de requerer dados
experimentais da combustão para seu ajuste, encontra aplicação atualmente na
modelagem termodinâmica ou quasi-dimencional da combustão. A equação de Wiebe
também pode ser aplicada para diferentes combustíveis, incluindo a gasolina
(HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1980; LINDSTROM et al., 2005) ou em motores
FLEX com o uso de etanol e de gasolina (BAÊTA, 2006; MELO, 2007). Foi verificado
entretanto, que não existem muitos trabalhos sobre o comportamento dessa equação
para diferentes teores de etanol misturados a gasolina.
A Eq. 3.28 mostra a expressão da equação de Wiebe de uma zona, em que a
fração de massa de combustível queimado (MFB) é calculada em função do ângulo do
eixo do virabrequim (θ). Cabe observar que o termo x(θ) normalmente usado foi
substituído por MFB (θ) e que a equação original de Wiebe foi multiplicada por 100,
para que o valor de MFB (θ) fique em percentual.
( ) 100∆θ
θθaexp1θMFB
1mi ×
−−−=
+ (3.28)
Os parâmetros a e m da Eq. 3.28 são ajustados de forma a permitir que a
equação de Wiebe possa ser aplicada para diferentes geometrias do motor (formatos e
configurações de câmaras de combustão), combustíveis diversos que podem ter
diferentes evoluções de propagação de frente de chama, diferentes posições de vela
de ignição, entre outros (HEYWOOD et al., 1979; HEYWOOD, 1980; HEYWOOD,
1988; CATON, 2000a).
A partir da Equação de Wiebe (Eq. 3.28), pode ser construída a curva de
combustão de Wiebe, conforme apresentado no trabalho de HEYWOOD et al. (1979),
mostrada na Fig. 3.19.
81
Figura 3.19 –MFB(θ) em função de θ com detalhes dos ângulos de combustão.
onde:
θs é o ângulo de liberação de centelha;
θi é o ângulo de início de liberação de energia;
∆θid é o atraso de liberação de energia ou atraso de combustão segundo nomenclatura
adotada por HEYWOOD et al. (1979);
∆θ*id é o atraso experimental de combustão;
∆θ*b é a duração experimental de combustão utilizada por HEYWOOD et al. (1979),
calculada como o intervalo entre os ângulos de 10% e 90% de MFB;
∆θ é a duração total da curva de combustão de Wiebe.
Para uso como dado de entrada do programa de simulação BOOST, é
necessário se fornecer os ângulos de início de liberação de energia (θi) e o intervalo
total em graus de duração da curva de 0% até 100% (∆θ). Experimentalmente esses
ângulos são determinados respectivamente como 1% e intervalo 1%-99% de fração de
massa de combustível queimado (MFB). A curva de MFB experimental é calculada a
partir da curva de pressão do cilindro, conforme explicado no Cap. 3.
O modelo de combustão do BOOST selecionado para esse trabalho foi o
modelo de Wiebe de duas zonas. Nesse modelo é acrescentada uma divisão entre
gases queimados e não queimados na câmara de combustão, possibilitando o cálculo
das emissões de poluentes, o que não foi feito no trabalho de MELO (2007).
O modelo Wiebe de duas zonas usa a mesma equação de fração de massa de
combustível queimado (MFB) do modelo Wiebe de uma zona (Eq. 3.28). Embora a
82
pressão seja a mesma, a temperatura é diferente para os gases queimados e não
queimados. Nesse modelo, o balanço de energia (1a lei da termodinâmica), como
mostrado anteriormente na Eq. 3.17, é aplicado separadamente para os gases
queimados e não queimados conforme as Eqs. 3.29 e 3.30, respectivamente.
θθθθθθ d
dmh -
d
dmh
d
dQ-
d
dQ
d
dV-Pc
d
udm BBqBBq
pqcombqqq ++= ∑ (3.29)
θθθθθθ d
dmh -
d
dmh
d
dQ-
d
dQ
d
dV-Pc
d
udm BBnqBBnq
nqnq
pqpnqnqnqnq −−= ∑∑ (3.30)
Os termos usados nas Eqs. 3.29 e 3.30 foram definidos previamente na Eq.
3.17, sendo acrescido o subíndice q para a zona de gases queimados e nq para a zona
de gases não queimados.
O termo θd
.dmh nqnq considera o fluxo de entalpia da zona de gases não
queimados para a zona de gases queimados devido à conversão de uma carga nova
de mistura ar-combustivel em produtos da combustão. Como aproximação, o modelo
Wiebe de 2 zonas despreza o fluxo de calor entre as duas zonas. Ele também
considera que a soma das taxas de variação de volume de cada uma das zonas é igual
à taxa de variação do volume do cilindro e que a cada instante a soma do volume da
zona de gás queimado, com o volume da zona de gás não queimado é igual ao volume
do cilindro, como mostrado nas Eqs. 3.31 e 3.32.
θθθ d
dV
d
dV
d
dV nqq =+ (3.31)
VVV nqq =+ (3.32)
3.2.1.6. Modelos de Emissões
Atualmente um dos maiores desafios na área de modelagem de motores é a
simulação das emissões de poluentes. Apesar de vários mecanismos de reação de
cinética química serem de conhecimento da comunidade científica há bastante tempo,
estes foram desenvolvidos para combustíveis simples e para misturas com poucos
monocomponentes. Dessa forma, a sua aplicação em motores e combustíveis reais
83
apresenta limitações (MACHADO et al., 2011). Não existem ainda mecanismos
cinéticos de reação para combustíveis comerciais complexos como a gasolina, que
pode possuir mais de 400 monocomponentes, sendo importante o estudo de misturas
de poucos componentes que representem bem o comportamento da gasolina
comercial no motor para futuros estudos de cinética química (MACHADO et al., 2011).
O programa BOOST permite a simulação de emissões de poluentes (HC, CO,
NOx) com o uso do modelo de combustão de Wiebe de duas zonas selecionado para
esse trabalho e com o uso de equações de cinética química específicas para os
poluentes.
A equação de queima ideal de um combustível a base de hidrocarbonetos pode
ser encontrada em HEYWOOD (1988) conforme mostrado na Eq. 3.33.
( ) 22222mn N4m
n3,76OH2m
nCON 3,76O4m
n HC
+++→+
++ (3.33)
Como os combustíveis utilizados nesse trabalho, gasolina E25 (com 25% v/v de
etanol anidro) e etanol hidratado, contem oxigênio, a equação de combustão completa
para combustíveis nacionais pode ser escrita como apresentado por MELO (2007) (Eq.
3.34).
22222pmn N2p
-4m
n3,76 0H2m
nCO ]3,76N (O2p
-4m
n OHC
+++→+
++
(3.34)
Na combustão real, ocorre a formação de diversos poluentes, incluindo NOx,
CO, aldeídos, entre outros. Os hidrocarbonetos são gerados de diferentes formas, por
exemplo, por falha de ignição, deposição na parede do cilindro e em pequenas
cavidades da câmara de combustão, entre outras. A seguir são descritos de forma
resumida os mecanismos de formação de NOx, CO e HC, bem como são mostradas as
principais equações implantadas no BOOST para essa simulação.
3.2.1.6.1. Formação de Óxidos de Nitrogênio
O poluente normalmente designado como óxidos de nitrogênio (NOx) é
calculado pela soma das emissões de óxido nítrico (NO) com o dióxido de nitrogênio
(NO2). Dentro de um motor a combustão por centelha a principal fonte para as
emissões de NOx é o poluente NO. O nitrogênio presente no ar de admissão do motor,
quando submetido a temperaturas elevadas, se oxida em NO, sendo a principal reação
84
de formação de NO. O mecanismo de formação de NO a partir da oxidação do
nitrogênio do ar foi bastante estudado, sendo as principais reações conhecidas como
mecanismo estendido de Zeldovich conforme apresentado nas Eqs. 3.35, 3.36 e 3.37
(HEYWOOD, 1988).
(3.35)
(3.36)
(3.37)
onde o grupo de variáveis k+
1, k+
2 e k+
3 e o grupo k-1, k
-2 e k
-3 são, respectivamente,
as constantes das taxas de avanço e de retorno das reações químicas.
Após manuseios, a equação de taxa de formação de NO ao longo do tempo
(d[NO]/dt) pode ser escrita como mostrado na Eq. 3.38 (HEYWOOD, 1988; SODRÉ,
2000; RAGGI, 2005).
( ) R3R21R
[NO]]NO[
1
][NO][NO]
-[12R
dtd[NO]
eq
2
eq1
+×
+
×
= (3.38)
onde o subscrito “eq” denota condição de equilíbrio químico e os colchetes ([ ]) se
referem a concentração em moles por centímetro cúbico dos componentes. R1, R2 e
R3 são calculados respectivamente pelas Eqs. 3.39, 3.40 e 3.41 (HEYWOOD, 1988;
RAGGI, 2005).
[ ] [ ]eqeq NOkR 211 ××= + (3.39)
[ ] [ ]eqeq ONOkR ××= −22 (3.40)
[ ] [ ]eqeq HNOkR ××= −33 (3.41)
85
As constantes de reação (k1+, k2
- e k3
-) do mecanismo estendido de Zeldovich
são conhecidas e podem ser encontradas na literatura. A Tab. 3.8 apresenta as
equações de cálculo dessas constantes e a faixa de validade de temperatura conforme
publicado por HEYWOOD (1988), SODRÉ (2000) e RAGGI (2005).
Tabela 3.8 – Cálculos das constantes de reação de mecanismo de formação de NO em
cm3 /mols com faixas de temperatura (T).
Cálculos das constantes de reação T(K)
k1+ = 7,6 x 1013 exp [-3800/T] 2000-5000
k2- = 1,5 x 109 exp [-19500/T] 1000-3000
k3- = 2,0 x 1014 exp [-23650/T] 2200-4500
A Tab. 3.9 apresenta os valores típicos para R1 e para razões de R1, R2 e R3
em função de diferentes razões de equivalência (Φ) conforme publicado por
HEYWOOD (1988).
Tabela 3.9 – Valores típicos para R1 e razões de R1, R2 e R3 em função da razão de
equivalência (Φ).
Φ R1 R1/R2 R1/(R2+R3)
0,8 5,8x10-5 1,2 0,33
1,0 2,8x10-5 2,5 0,26
1,2 7,6x10-5 9,1 0,14
O modelo utilizado pelo programa AVL BOOST foi baseado no modelo de
formação de NO desenvolvido por PATTAS et al. (1973). Esse modelo utiliza, além das
3 equações do mecanismo estendido de Zeldovich mencionado anteriormente
(HEYWOOD, 1988), três equações de reação adicionais que consideram a formação e
degeneração do componente N2O. O conjunto das 6 equações utilizadas pelo
programa BOOST para cálculo da formação de NO é mostrado nas Eqs. 3.42, 3.43,
3.44, 3.45, 3.46 e 3.47:
N NON O
4k
2 + →+ (3.42)
86
O NOO N
5k
2 + →+ (3.43)
H NOOHN
6k
+ →+ (3.44)
N NOO ON
7k
2 + →+ (3.45)
NO NON O
8k
22 + →+ (3.46)
H ONN OH 2
9
k
2 + →+ (3.47)
As taxas de reação ki (i variando de 4 a 9) mostradas na equação (4.28 a 4.33)
são calculadas segundo a Eq. 3.48:
××=T
T- exp T k k Aiai
0ii (3.48)
onde:
T é a temperatura do gás;
k0i é uma constante de taxa de reação;
ai é uma constante adimensional;
TAi é uma constante em Kelvin;
“i” é indexador que varia de 4 a 9 de acordo com a reação.
Os valores de k0i, ai e Tai para o indicador i variando de 4 a 9 são mostrados na Tab.
3.10.
87
Tabela 3.10 – Valores de k0i, ai e TAi (i de 4 a 9) usados na Eq. 3.48.
i k0i [cm3/mols] ai [-] TAi [K]
4 4,93x1013 0,0472 38048,01
5 1,48x1008 1,5 2859,01
6 4,22x1013 0,0 0,0
7 4,58x1013 0,0 12130,6
8 2,25x1010 0,825 50569,7
9 9,14x1007 1,148 36190,66
As taxas de reação R4 até R9 (i = 4 a 9) são calculadas pelas Eqs. 3.49 a 3.54
(PATTAS et al., 1973).
[ ] [ ]24kR4 NO ××= (3.49)
[ ] [ ]255 ONkR ××= (3.50)
[ ] [ ]OHNkR ××= 66 (3.51)
[ ] [ ]OONkR ××= 277 (3.52)
[ ] [ ]2288 NOkR ××= (3.53)
[ ] [ ]299 NOHkR ××= (3.54)
Nas Eqs. 3.49 a 3.54, as taxas de reação (Ri) têm unidades em mol/cm³s e as
concentrações dos componentes entre colchetes são em base molar em condições de
equilíbrio químico.
A taxa final de produção/destruição de NO em função do tempo é calculada
pela Eq. 3.55. As variáveis ε, AK2 e AK4 são calculadas pelas Eqs. 3.56 a 3.58:
88
2
7
1
42
AK
R×
AK×ε + 1
R )ε-(1×2,0×NO_MULT×NO_POST =
dtd[NO]
(3.55)
NO_POST1
[NO][NO]
eq×=ε (3.56)
65
41 R+R
R = AK (3.57)
98
72 R+R
R = AK (3.58)
As constantes NO_POST e NO_MULT são parâmetros do programa BOOST
para ajustar a concentração do NOx durante a simulação, sendo que a variável
NO_MULT atua na taxa de formação. A variável NO_POST atua tanto na taxa de
formação quanto no mecanismo de pós-oxidação do NO, ou seja, no NO formado ou
degradado na fase de expansão e exaustão do cilindro.
Apesar do modelo de NO do programa BOOST levar em conta a taxa de
formação de N2O, para motores com ignição por centelha esses valores são muito
pequenos. Dessa forma os valores calculados pelo BOOST se aproximam dos valores
de emissões de NO calculados pelo mecanismo estendido de Zeldovich.
3.2.1.6.2. Formação de Monóxido de Carbono (CO)
A formação de monóxido de carbono (CO) em motores de combustão por
centelha está associada primeiramente ao valor de razão ar-combustível usada. Uma
mistura rica (com excesso de combustível) produz um aumento da concentração de
CO devido à redução da oferta de oxigênio na câmara de combustão, em comparação
com o uso de uma mistura estequiométrica ou pobre.
Segundo HEYWOOD (1988) os níveis de emissões de CO observados nos
gases de exaustão são menores do que os valores máximos medidos dentro da
câmara de combustão. Dentro dos mecanismos de combustão dos hidrocarbonetos, a
formação de CO representa uma das principais reações de cinética química que
89
ocorrem no motor. Segundo HEYWOOD (1988) o processo de formação de CO pode
ser descrito de forma resumida pela Eq. 3.59.
CORCORCHORORRH →→→→→ 2 (3.59)
onde R representa um radical de hidrocarboneto.
O CO formado pelo mecanismo de combustão mostrado na Eq. 3.59 é oxidado
para CO2, entretanto com uma menor taxa de transformação, em relação ao valor da
taxa de sua geração (HEYWOOD, 1988). O mecanismo de cinética química de
formação do CO usado no programa BOOST foi baseado no trabalho feito por
ONORATI et al. (2001). Esse mecanismo também pode ser encontrado no trabalho
feito por RAGGI (2005), conforme mostrado nas Eqs. 3.60 e 3.61.
(3.60)
(3.61)
onde k10+ e k11
+ são constantes das taxas de avanço e k10
- e k11
- são constantes das
taxas de retorno da reação respectivamente.
Segundo ONORATI et al (2001) e RAGGI (2005) se os gases O, O2, , OH, H e
CO2 estão no equilíbrio químico, a taxa de formação de CO ao longo do tempo pode
ser calculada pela Eq. 3.62:
+=
eq1110 [CO]
[CO]-1)R(R
dtd[CO]
(3.62)
onde os termos em colchetes representam a concentração molar do gás e a sigla “eq”
se refere a condição de equilíbrio químico.
Os termos R10 e R11 são calculados pelas Eqs. 3.63 e 3.64 (ONORATI et al.,
2001; RAGGI, 2005)
[ ] [ ]eqeq OHCOkR ××= +1010 (3.63)
[ ] [ ]eqeq OCOkR 21111 ××= − (3.64)
onde os termos k10+ e k11
- são calculados pelas Equações 3.65 e 3.66.
90
]1102/exp[1076,6 1010 Tk ××=+ (3.65)
]/2405exp[105,2 1211 Tk −××=− (3.66)
onde T é a temperatura do gás.
Para permitir ajustes na concentração final de CO, foi adicionado no programa
BOOST o fator de ajuste CO_MULT na Eq. 3.62, como mostrado na Eq. 3.67:
)[CO][CO]
-)(1R(R CO_MULT dt
d[CO]
qe111 += 0 (3.67)
3.2.1.6.3 Formação de Hidrocarbonetos
A formação de hidrocarbonetos não queimados em um motor com ignição por
centelha tem diferentes origens. É possível, entretanto, se propor um modelo
simplificado que consiga mostrar as tendências de formação de hidrocarbonetos como
função de parâmetros de funcionamento do motor.
As principais fontes relacionadas à emissão de hidrocarbonetos são
(HEYWOOD,1988; AVL, 2011):
(i) Fração de combustível entra em pequenas cavidades da câmara de combustão e
não queima, uma vez que a chama se resfria na entrada da fenda;
(ii) Vapor de combustível é absorvido pelo óleo e se deposita na parede do cilindro
durante a admissão e compressão;
(iii) Camadas finas de combustível permanecem na câmara de combustão uma vez
que a chama termina antes de chegar às paredes;
(iv) Queima parcial ocasional ou uma completa falha de ignição;
(v) Vazão direta de vapor de combustível no sistema de exaustão durante a
sobreposição de válvulas.
As duas primeiras fontes são consideradas as mais importantes e precisam ser
consideradas no modelo termodinâmico. Camadas finas na parede e o efeito de
queima parcial são mecanismos de formação de hidrocarbonetos que podem ser
estimados com o uso de correlação semi-empíricas ajustáveis.
A seguir são descritos os detalhes de formação e estequiometria de cálculo para
os hidrocarbonetos em cavidades, hidrocarbonetos absorvidos e liberados do óleo
91
lubrificante, efeitos da queima parcial e mecanismos de pós-oxidação dos
hidrocarbonetos.
(a) Formação de hidrocarbonetos em cavidades
Existem cavidades na câmara de combustão em que a chama não pode se
propagar devido à baixa temperatura destas regiões e ao calor transferido para as
paredes. As principais regiões deste tipo são aquelas formadas pelos aneis de
segmento, a parede do cilindro e também os volumes da parte superior da câmara de
combustão.
Durante a compressão uma mistura não queimada é forçada a entrar nessas
cavidades, que possuem uma elevada relação superfície/volume e que recebe
resfriamento trocando calor com as paredes. Durante a compressão, a pressão
continua a subir e força outra mistura não queimada a seguir na direção dessas
cavidades.
O modelo assume que a pressão no cilindro é a mesma das cavidades, que os
volumes das cavidades são totalmente preenchidos pelo combustível não queimado e
que a temperatura do pistão é a mesma desses volumes. A massa das cavidades
(mcavidade) pode ser descrita pela Eq. 3.68:
pistão
cavidadeccavidade
TR
MVPm
⋅⋅⋅
= (3.68)
onde:
Vcavidade é o volume total das cavidades;
M é a massa molecular do combustível não queimado;
Pc é a pressão do cilindro, a mesma pressão das cavidades;
R é a constante universal dos gases ideais;
Tpistão é a temperatura do pistão.
O software BOOST calcula o acúmulo da massa de hidrocarbonetos nas
cavidades e reporta como emissão de hidrocarbonetos (HC) não queimado. Cabe
ressaltar que essa massa é liberada a cada final de combustão. Para esse trabalho, o
volume da cavidade entre o pistão e o cilindro foi calculado pelo CENPES, usando os
valores experimentais dos diâmetros do pistão e do cilindro (diferença de áreas), além
da altura medida entre o topo do pistão e o primeiro anel de segmento, e foram
inseridas no programa BOOST.
92
(b) Mecanismo de Absorção/Liberação de Hidrocarbonetos
A presença de óleo lubrificante no combustível ou nas paredes da câmara de
combustão é uma das principais fontes para a formação de hidrocarbonetos. Durante a
compressão, a pressão de vapor de combustível aumenta devido a lei de Henry (VAN
WYLEN et al., 1995) e ocorre absorção de HC no óleo lubrificante, mesmo em
situações em que o óleo foi saturado na admissão.
Durante a combustão, a concentração de vapor nos gases queimados vai a
zero. Nesse momento o vapor de combustível absorvido no óleo lubrificante é liberado
do óleo líquido para os gases queimados. A solubilidade do combustível é diretamente
proporcional ao peso molecular. Como conseqüência, para combustíveis gasosos
(metano e propano), que possuem baixo peso molecular, o efeito de absorção não é
sentido de forma significativa.
As principais simplificações adotadas nesse modelo são:
(i) O filme de óleo possui a mesma temperatura da parede do cilindro;
(ii) O combustível é constituído por uma espécie única de hidrocarbonetos,
completamente vaporizado na mistura fresca;
(iii) O óleo lubrificante possui característica similar ao óleo lubrificante SAE 5W20;
(iv) A película do óleo é fina sendo considerada apenas a difusão no eixo perpendicular
a mesma.
(c) Efeito da queima parcial
Os efeitos de resfriamento de camada e de queimas parciais podem ser
fisicamente descritos numa possível correlação semi-empírica proposta por LAVOIE et
al. (1980). Nesse trabalho, a fração de carga não queimada remanescente no cilindro
(FCnq) é calculada aplicando uma equação que a relaciona com parâmetros da taxa
global de queima, conforme mostrado nas Eqs. 3.69 a 3.71.
−−
=10%MFB90%MFB
90%MFBAVEnq θθ
θθ - exp x C1 x HC_PARTIAL FC (3.69)
( ) 1<Φ22/1Φ+0032,0=1C → (3.70)
( )( ) 1>Φ1,1×1Φ+0032,0=1C 4 → (3.71)
93
onde:
HC_PARTIAL é o parâmetro de ajuste do software BOOST para a formação de
hidrocarbonetos pela queima parcial;
Φ é a razão de equivalência;
θAVE é o ângulo de abertura da válvula de exaustão;
θ10%MFB é o ângulo de 10% de MFB;
θ90%MFB é o ângulo de 90% de MFB.
(d) Mecanismo de pós-oxidação de hidrocarbonetos.
Todos os hidrocarbonetos liberados nos gases queimados são submetidos a um
complexo mecanismo de oxidação devido à presença de altas temperaturas na
câmara. Uma aproximação simplificada para calcular esse processo foi proposta por
LAVOIE et al. (1980), usando a equação de Arrhenius que considera uma lenta
oxidação. A taxa dos hidrocarbonetos que se degradam no mecanismo de pós-
oxidação
dtd[HC]
é calculada pela Eq. 3.72.
[ ] [ ] [ ]
−××××××= T
18790expHCO2107,7HC_POSTHC_MULT-
dtHCd 12 (3.72)
onde:
as chaves “[ ]” representam a concentração molar de O2 e HC;
HC_MULT é o fator de ajuste multiplicador do mecanismo de pós-oxidação;
HC_POST é o fator de escala do mecanismo de pós-oxidação;
T é a temperatura.
O fator de ajuste HC_POST atua no sentido de reduzir as emissões de HC,
corrigindo assim os valores que costumam ser superestimados pelo cálculo da
emissão das cavidades e de outros mecanismos de formação.
3.2.2. Dados de Entrada do Programa de Simulação
3.2.2.1. Motor
O primeiro passo para a modelagem do motor é a elaboração de um desenho
esquemático do mesmo usando elementos disponíveis no programa de simulação
94
BOOST, tais como cilindro, tubos e tubulações, junções, pontos de medição, borboleta
de aceleração e superfície de controle. No Apêndice IV é apresentada uma cópia da
tela do BOOST com o desenho desenvolvido para o motor FIAT utilizado, onde cada
elemento do modelo teve o respectivo valor dimensional preenchido. As informações
referentes à geometria do cilindro foram disponibilizadas pela FIAT e foram mostradas
na Tab. 3.4. A medição das dimensões das tubulações de admissão e descarga do
motor foi feita por técnicos do CENPES, sendo os valores alimentados diretamente no
programa. Houve a necessidade de contratação da empresa AVL para a medição em
bancada de vazão do coeficiente de descarga das válvulas de admissão e de exaustão
uma vez que esses dados não foram disponibilizados pela FIAT. Esses valores podem
ser encontrados no Apêndice IV.
Para obtenção dos valores precisos de posicionamento das válvulas de
admissão e de exaustão em função do ângulo do eixo do virabrequim, foi desenvolvido
por técnicos do CENPES um procedimento usando equipamento de alinhamento a
laser. O procedimento e os valores encontrados para o posicionamento das válvulas
estão disponíveis no Apêndice IV. O programa BOOST considera como ângulo de
abertura da válvula de admissão e de fechamento da válvula de escapamento quando
o curso de válvula está na posição cerca de 0,5 mm em relação à sede da válvula. As
equações de transferência de calor do programa requerem informações adicionais de
dimensionamento do motor. Na Tab. 3.11 são apresentadas as medições adicionais do
motor feitas por técnicos do CENPES.
Tabela 3.11 – Informações adicionais de geometria do cilindro do motor FIAT usado.
Área de superfície do pistão 4245 mm2
Área de superfície do cabeçote 5066 mm2
Área do cilindro com o pistão no PMS (Ponto Morto Superior) 68 mm2
Diâmetro interno da sede da válvula de admissão 31,3 mm
Diâmetro interno da sede da válvula de exaustão 24,2 mm
Folga das Válvulas 0,5 mm
95
3.2.2.2. Seleção da Curva de Pressão para a Simula ção
Conforme mencionado no Cap. 3 para cada condição de operação do ensaio
(torque, rotação e combustível) foram feitas aquisições de 300 curvas de pressão do
cilindro do motor. Para que sejam obtidos os dados de entrada para uso no programa
de simulação, é necessário um critério de escolha de uma curva de pressão que
represente cada condição de operação do motor. Foi adotada a metodologia publicada
por HEYWOOD et al., (1979) e usada por MELO (2007), onde deve ser escolhida uma
curva de pressão que tenha o valor máximo próximo à média dos valores de pressão
máxima das 300 curvas de pressão adquiridas. Também deve ser observado se o
valor do IMEP da curva escolhida está próximo do valor da média do IMEP das 300
curvas adquiridas.
3.2.2.3. Combustível, Razão Ar-Combustível e Equaç ão de Wiebe.
Conforme mencionado anteriormente no Cap. 3, como a rotação 3875 rpm foi
selecionada para estudos detalhados da combustão, ela também foi escolhida para
simulação computacional nos torques de 60 Nm e 105 Nm. O programa de simulação
BOOST permite que seja criado um combustível a partir de uma mistura de
combustíveis ou de componentes pré-definidos pelo programa. Dessa forma os
combustíveis usados no trabalho foram inseridos no BOOST como sendo uma mistura
de gasolina, etanol anidro e água, usando os respectivos percentuais em volume das
Tabs. 3.12 e 3.13.
Outros parâmetros dos combustíveis foram inseridos também no programa, tais
como o poder calorífico inferior (PCI) e a massa especifica, a partir dos dados de
análise de combustíveis conforme mostrado no Cap 3. Os valores da razão ar-
combustível (A/C) para os diferentes combustíveis foram inseridos no programa,
conforme dados das Tabs. 3.12 e 3.13. A partir da curva de pressão experimental
selecionada para a simulação (item 3.2.2.2.), foi calculado pelo equipamento
Indimodul, uma curva de fração de massa de combustível queimado (MFB) em função
do ângulo do eixo de virabrequim, conforme procedimento descrito no Cap. 3. A partir
dessa curva foram obtidos os ângulos de 1% e o intervalo de 1% a 99% de MFB, para
servirem de parâmetro de entrada de início e fim da equação de Wiebe usada na
simulação. Esses valores são mostrados nas Tabs. 3.12 e 3.13.
Para as condições de operação 60 Nm/3875 rpm e 105 Nm/3875 rpm, foram
inseridos no BOOST os dados de entrada mostrados nas Tabs. 3.12 e 3.13,
respectivamente. Com os dados experimentais desse trabalho, foi verificado que os
96
valores de ângulos de MFB (1%MFB e 1%-99%MFB) das Tabs. 3.12 e 3.13
apresentaram um desvio padrão máximo de ± 1º.
Tabela 3.12 – Dados de entrada experimentais para simulação 60 Nm x 3875 rpm.
Combustível Gasolina (%v/v)
Etanol (%v/v)
H2O (%v/v) A/C ([-])
1% MFB ((°) PMS)
(1%-99%) MFB ((°) PMS)
H0 75,0 25,0 0,0 12,68 -3 49
H30 52,5 46,3 1,2 11,13 -9 48
H50 37,5 60,3 2,2 10,32 -14 54
H80 15,0 81,6 3,4 9,35 -15 55
H100 0,0 95,7 4,3 8,82 -13 56
Tabela 3.13 – Dados de entrada experimental para simulação 105 Nm x 3875 rpm.
Combustível Gasolina (%v/v)
Etanol (%v/v)
H2O (%v/v)
A/C ([-])
1% MFB ((°) PMS)
(1%-99%) MFB ((°) PMS)
H0 75,0 25,0 0,0 11,41 -6 48
H30 52,5 46,3 1,2 10,01 -8 51
H50 37,5 60,3 2,2 9,29 -12 53
H80 15,0 81,6 3,4 8,42 -13 54
H100 0,0 95,7 4,3 7,94 -14 56
Nas Tabs. 3.12 e 3.13, os percentuais volumétricos de gasolina pura, etanol
anidro e água (H2O) foram calculados com o uso da informação da massa específica
dos combustíveis, sendo 732,3 kg/m³ para a gasolina pura e 790 kg/m³ para o etanol
anidro. Pode ser observado que o combustível H30 apresenta cerca de 46% de etanol
na sua composição.
97
CAPÍTULO 4
RESULTADOS E DISCUSSÃO
4.1. Resultados dos Ensaios Experimentais
4.1.1. Aspectos Gerais
O Apêndice III apresenta os dados da média e desvio padrão de todas as
variáveis lidas durante os ensaios em bancos de prova. Durante a aquisição de sinais
em todos os pontos ensaiados, tanto para a rotação, quanto para o torque foram
observados valores baixos de incerteza tipo A, também chamada de erro padrão
(desvio padrão dividido pela raiz quadrada do número de repetições). Esse baixo valor
de incerteza de medição tipo A garante a confiabilidade dos dados e pode ser
explicado pelos seguintes fatores: antes da leitura dos sinais era aguardada a
estabilização do ponto de operação; elevada precisão do sistema de automação usado
e grande quantidade de pontos adquiridos durante 60 segundos.
O controle da central eletrônica MoTeC foi capaz de manter o valor de lambda
com precisão de ± 1% para todos os pontos de operação desse trabalho. A presença
de detonação foi observada em alguns pontos de operação principalmente quando do
uso da gasolina comum E25 (H0). Nesses casos, o avanço foi limitado pelo limite
inferior de ocorrência de detonação (LDI) e não pelo máximo torque (MBT). Em
veículos comerciais, há um sensor de detonação no bloco do motor. A central
eletrônica do motor, quando em presença de detonação, reduz o avanço de ignição e
inclui uma margem de segurança pré-programada, definida por cada montadora.
Quando da adição de etanol, devido ao aumento de octanagem proporcionado por
esse combustível, na maioria dos casos, o avanço foi limitado ao ponto de máximo
torque (MBT) sem a ocorrência de detonação. As barras de erro apresentadas nos
gráficos dos resultados experimentais correspondem ao intervalo de confiança para
95% de nível de confiança.
98
4.1.2. Resultados de Combustão
4.1.2.1. Resultados de Avanço de Ignição e de Curv a de Pressão
As Figs. 4.1 e 4.2 apresentam os dados de avanço de ignição e de pressão
máxima do cilindro, para condições de torque de 60 Nm para diferentes percentuais de
etanol hidratado. Cabe notar que o avanço de ignição foi fixado pela central eletrônica
MoTeC não havendo portanto a barra de intervalo de confiança dos valores.
60 Nm
0
5
10
15
20
25
30
35
40
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Ava
nço
(°)
1500
2250
3875
Figura 4.1 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.
2,42,62,83,03,23,43,63,84,04,24,44,64,8
0 30 50 80 100Etanol Hidratado (%)
Pre
ssão
Máx
ima
(MP
a)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.2 – Valores de pressão máxima do cilindro em função do teor de etanol
hidratado.
99
Das Figs. 4.1 e 4.2 pode ser verificado que, para a condição estequiométrica
(lambda 1, torque 60 Nm), existe uma tendência geral de manutenção da pressão
máxima do cilindro do motor com a adição do etanol, com exceção da rotação de 3875
rpm que apresentou um aumento da pressão com o aumento do teor de etanol. Isso foi
devido à ocorrência de detonação para os combustíveis H0 (E25) e H30, limitando o
valor de avanço (Fig. 4.1), não sendo possível a obtenção de torque máximo do ponto
de operação para esses combustíveis. A ocorrência de detonação com o uso da
gasolina em determinadas condições de operação também foi observada nos trabalhos
de TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007) e KOÇ et al. (2009).
As Figs. 4.3 e 4.4 apresentam os dados de avanço de ignição e de pressão
máxima do cilindro, para o torque 105 Nm e para diferentes teores de etanol hidratado.
105 Nm
0
5
10
15
20
25
30
35
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Ava
nço
(o )
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
Figura 4.3 – Valores de avanço em função do teor de etanol hidratado.
100
4,64,85,05,25,45,65,86,06,26,46,66,8
0 30 50 80 100Etanol Hidratado (%)
Pre
ssão
Máx
ima
(MP
a)
2250 rpm3875 rpm4500 rpm
105 Nm
Figura 4.4 – Valores de pressão máxima em função do teor de etanol hidratado.
Para a condição de mistura rica (lambda 0.9, torque 105 Nm) existe a tendência
de aumento da pressão máxima no cilindro com a adição de etanol devido ao maior
número de octano do etanol o que permite maiores ângulos de avanço sem a
ocorrência de detonação (KOÇ et al., 2009). Como a rotação de 3875 rpm no torque de
60 Nm apresentou um comportamento diferente das demais, ela foi selecionada para
estudos em maiores detalhes, para ambos os torques. Foram incluídos dados de
fração de massa de combustível queimado (MFB) e sobre a duração de combustão,
que é definida como o intervalo do ângulo do eixo do virabrequim entre 10% e 90% do
valor de MFB, etapa em que a chama está plenamente desenvolvida segundo
definição de HEYWOOD (1988) .
As Tabs. 4.1 e 4.2 apresentam valores de avanço, ângulos de 10% e 90% de
MFB, além da duração da combustão para cada combustível nos torques de 60 Nm e
105 Nm, ambos na rotação de 3875 rpm. Os valores apresentados são referentes a
uma curva de pressão selecionada para representar respectivamente as curvas de
pressão adquiridas, sendo que cada combustível possui uma curva de pressão
representativa diferente. Para o cálculo do desvio padrão, foram utilizados como base
os valores das quatro repetições de leitura desses parâmetros durante a aquisição de
dados desses sinais. Os valores de desvio padrão encontrados para todos os
parâmetros foi cerca de 1o.
101
Tabela 4.1 – Avanço e duração da combustão - 3875 rpm, 60 Nm.
Combustível Avanço
(o APMS)
10% MFB
(o PMS)
90% MFB
(oPMS)
Duração da combustão (10%-90% MFB) (o)
H0 22 5 33 28
H30 28 -1 24 25
H50 32 -5 20 25
H80 33 -7 17 24
H100 34 -8 16 24 Nota: APMS: antes do ponto morto superior; PMS: ponto morto superior
Tabela 4.2 – Avanço e duração da combustão (º) - 3875 rpm, 105Nm.
Combustível Avanço
(oAPMS)
10% MFB
(o PMS)
90% MFB
(oPMS)
Duração da combustão (10%-90% MFB) (o)
H0 22 1 26 25
H30 24 -1 23 24
H50 28 -5 19 24
H80 29 -6 18 24
H100 30 -7 17 24 Nota: APMS: antes do ponto morto superior; PMS: ponto morto superior.
Das Tabs. 4.1 e 4.2 não foi verificada uma mudança significativa da duração de
combustão devido à adição de etanol, com exceção do combustível H0 no torque de 60
Nm. A limitação do avanço de ignição devido à ocorrência de detonação para essa
condição, promoveu uma combustão menos eficiente que proporcionou o aumento da
duração de combustão com o uso da gasolina (H0). O resultado está de acordo com o
trabalho de MELO et al. (2007).
Nas Figs. 4.5 e 4.6 são apresentadas as curvas de pressão no cilindro do motor
para o torque de 60 Nm e de 105 Nm, em função do ângulo do eixo do virabrequim. Foi
selecionado o trecho entre os ângulos de -30o e 45º para melhor visualização do efeito
da adição de etanol na curva de pressão.
102
3875 rpm x 60 Nm
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
-30 -15 0 15 30 45
ângulo do virabrequim (º)
Pre
ssão
no
Cili
ndro
(M
Pa)
H0H30H50H80H100
Figura 4.5 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 60
Nm.
3875 rpm x 105 Nm
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
-30 -15 0 15 30 45
ângulo do virabrequim (º)
Pre
ssão
no
Cili
ndro
(M
Pa)
H0
H30
H50H80
H100
Figura 4.6 – Curva de pressão versus ângulo do eixo do virabrequim -
3875 rpm, 105 Nm.
Das curvas de pressão apresentadas nas Figs. 4.5 e 4.6, pode ser visto que a adição
de etanol causou não somente o aumento em parte dos valores de curva de pressão
como também uma mudança no ângulo do eixo do virabrequim onde a pressão
máxima ocorre. Esse fato ocorreu porque o avanço aumentou com a adição de etanol,
conforme verificado anteriormente nos trabalhos de BAÊTA (2006) e MELO et al.
(2007).
103
4.1.2.2. Resultados de Variabilidade da Curva de P ressão
Para uma mesma condição de carga e rotação do motor existe uma grande
variação no valor de pressão máxima entre os ciclos do motor com ignição por
centelha. (HEYWOOD, 1988; STONE, 1999; BAÊTA, 2006; MELO, 2007)
Entre os principais fatores que contribuem para a variação dos valores de
pressão máxima nos ciclos de operação do motor, destacam-se (STONE, 1999):
• Não homogeneidade da mistura na câmara de combustão.
• Falhas de centelhamento da vela de ignição.
• Variação de turbulência dentro do cilindro.
Maiores detalhes sobre variabilidade da curva de pressão podem ser obtidos em
MELO (2007).
O coeficiente de variação (CoV) é calculado pela divisão da média pelo desvio
padrão da variável. A fim de melhor conhecer a influência da adição de etanol na
variabilidade da pressão máxima, foi calculado o valor de CoV da pressão máxima
(CoV Pmax) para cada combustível e cada condição de operação. As Figs. 4.7 e 4.8
apresentam os gráficos dos valores de CoV Pmax em função do etanol hidratado para
diferentes rotações e para os torques de 60 Nm e 105 Nm respectivamente.
0
5
10
15
20
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
CoV
Pm
ax
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.7 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 60 Nm.
104
0
5
10
15
20
0 30 50 80 100
Hydrous Ethanol (%)
CoV
Pm
ax
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.8 – CoV da pressão máxima versus etanol hidratado, 105 Nm.
Pode ser observado que para a condição de torque de 60 Nm e rotação de 3875
rpm, a adição de etanol provocou uma significativa redução no CoV Pmax até o
percentual de 50% de etanol hidratado. Isso foi devido principalmente ao aumento de
octanagem que reduziu variações da pressão máxima devido a questões relacionadas
à detonação quando do uso dos combustíveis H0 e H30. Para as rotações de 2250 e
1500 rpm não houve variações relevantes de CoV Pmax com a adição de etanol.
Com relação ao torque de 105 Nm, em todas as rotações houve a tendência de
redução significativa do coeficiente de variação da pressão máxima com a adição e
etanol. Isso pode ser atribuído ao fato do etanol hidratado ser uma substância
composta apenas por etanol e água, o que pode minimizar variações de combustão em
relação à gasolina, que pode possuir centenas de diferentes tipos de hidrocarbonetos
em sua composição.
A menor variabilidade da pressão máxima com a adição de etanol em relação à
gasolina também foi constatada anteriormente por CEVIZ (2004) para um motor com
ignição por centelha a gasolina e por MELO et al. (2007) para um motor FLEX
comercial. Entretanto, não foram encontrados dados publicados sobre o
comportamento do CoV da pressão máxima com o uso de diferentes misturas de
etanol e com condição de carga elevada (torque 105 Nm). Foram encontrados alguns
valores acima de 10% de CoV de pressão máxima, para a gasolina (H0) e para a
mistura H30 nas rotações de 3875 rpm (para ambos os torques) e de 4500 rpm (torque
de 105 Nm). Como o valor de CoV de IMEP para todos os pontos de operação e todos
os combustíveis foi inferior a 6%, não há comprometimento da dirigibilidade de um
veículo (MELO et al., 2007; BAÊTA, 2006).
105
4.1.2.3. Resultados Experimentais de Taxa de Calor Liberado e Fração de Massa
de Combustível Queimado (MFB)
Nas Figs. 4.9 e 4.10 são apresentadas as taxas de calor liberado para os
valores de torque de 60 Nm e de 105 Nm em função do ângulo do eixo do virabrequim
calculados pelo sistema AVL Indimodul conforme descrito no item 3.1.
3875 rpm x 60 Nm
0
1
2
3
4
5
-30 0 30ângulo do virabrequim (º)
Tax
a de
Cal
or L
iber
ado
(kJ/
m³.g
rau)
H0H30H50H80H100
Figura 4.9 – Taxa de calor liberado versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm,
60 Nm.
3875 rpm x 105 Nm
0
1
2
3
4
5
-30 -15 0 15 30 45
ângulo do virabrequim (º)
Tax
a de
Cal
or L
iber
ado
(kJ
/ m³.g
rau)
H0H30H50H80H100
Figura 4.10 – Taxa de calor liberado versus ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm,
105 Nm.
106
Pode ser visto nas Figs. 4.9 e 4.10, que o valor máximo da taxa de liberação de
calor é aumentado de forma significativa e o ponto de máximo é antecipado pela
presença do etanol. Cabe notar que as áreas correspondentes à geração de trabalho
negativo (antes do PMS) e positivo (depois do PMS) devem estar balanceadas
fornecendo valores de IMEP semelhantes, uma vez que a potência foi mantida
constante para os combustíveis testados (mesma condição de rotação e torque).
Nas Figs. 4.11 e 4.12 são mostrados os valores de fração de massa de
combustível queimado (MFB) para os torques de 60 e 105 Nm.
3875 rpm x 60 Nm
0,0
20,0
40,0
60,0
80,0
100,0
-30 -15 0 15 30 45
Ângulo do Virabrequim (º)
MF
B (
%)
H0
H30
H50
H80
H100
Figura 4.11 – Fração de massa de combustível queimado (MFB) versus ângulo do eixo
do virabrequim - 3875 rpm, 60 Nm.
3875 rpm x 105 Nm
0,0
20,0
40,0
60,0
80,0
100,0
-30 0 30
Ângulo do Virabrequim (º)
MF
B (
%)
H0
H30
H50H80
H100
Figura 4.12 – Fração de massa queimada de combustível queimado (MFB) versus
ângulo do eixo do virabrequim - 3875 rpm, 105 Nm.
107
As curvas de fração de massa de combustível queimado (MFB) das Figs. 4.11 e
4.12 mostram que existe uma antecipação do início das mesmas, devido à adição de
etanol e aos diferentes valores de ângulo de avanço. Para o torque de 60 Nm
(Fig.4.11), existe uma diferença significativa da curva de MFB da gasolina E25 (H0) em
comparação com as outras misturas, devido ao maior valor da duração da combustão,
mostrado anteriormente para o intervalo do ângulo de eixo do virabrequim na faixa 10-
90% do MFB (Tab. 4.1). A antecipação do início das curvas de MFB entre a gasolina e
o etanol hidratado também foram observadas por MELO (2007) em testes de um motor
FLEX usando a central eletrônica original do fabricante do veículo.
Dos dados de combustão, pode ser resumido que:
• A adição de etanol causou o aumento do avanço de ignição sem ocorrência de
detonação, e como conseqüência, um aumento da pressão máxima do cilindro,
conforme verificado por BAÊTA (2006) e MELO et al. (2007);
• Para a rotação de 3875 rpm, a detonação foi crítica para a gasolina (H0) e o H30
levando a valores menores de avanço do que os obtidos para o valor de máximo
torque. Nessa rotação, o motor apresentou diferenças significativas na fração de
massa de combustível queimado e na taxa de calor liberado quando adicionando
etanol. A ocorrência de detonação com o uso da gasolina em determinadas condições
de operação também foi observada nos trabalhos de TOPGÜL (2006), MELO et al.
(2007) e KOÇ et al. (2009).;
• Foram encontrados valores elevados de CoV (acima de 10%) para a pressão máxima
para a gasolina (H0) e para a mistura H30 que não comprometem a dirigibilidade, uma
vez que para todos os pontos operacionais do trabalho foram encontrados valores de
CoV de IMEP inferiores a 6%. Foi verificado que a adição de etanol de forma geral
reduziu os valores de CoV da pressão máxima, proporcionando uma combustão mais
estável, conforme constatado por CEVIZ(2004) e MELO et al. (2007).
4.1.3. Resultados de Consumo Específico e Eficiênc ia Global
Nas Figs. 4.13 e 4.14 são apresentados os resultados experimentais de
consumo específico para torque de 60 Nm e 105 Nm para diferentes combustíveis e
rotações.
108
60 Nm
250
300
350
400
450
500
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Con
sum
o E
spec
ífico
(g
/kW
h)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
Figura 4.13 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 60 Nm.
105 Nm
250
300
350
400
450
500
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Con
sum
o E
spec
ífico
(g
/kW
h)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
Figura 4.14 – Consumo específico versus etanol hidratado - torque 105 Nm.
Das Figs. 4.13 e 4.14 pode ser observado que o consumo específico aumenta
de forma significativa com a adição de etanol hidratado devido ao menor valor de poder
calorífico inferior (PCI) do H100 (24,8 MJ/kg), em relação ao PCI da gasolina (H0) de
38,9 MJ/kg.
Para a rotação 3875 rpm, a diferença percentual do consumo específico do
H100 em relação ao H0 foi elevada em cerca de 51,5% para o torque 60Nm e em
51,2% para o torque 105 Nm. As diferenças encontradas nesse trabalho estão
próximas aos valores de 48% e de 54% encontrados, respectivamente, nos trabalhos
de MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010) na comparação do etanol hidratado com
109
a gasolina. Cabe observar que o PCI da gasolina (H0) é cerca de 57% mais elevado
que o valor do PCI do etanol hidratado (H100), dessa forma apesar do etanol ter um
maior consumo específico do que a gasolina, o seu consumo energético pode ser
equivalente. Para explicar a diferença de cerca de 5% entre os valores encontrados na
comparação do PCI (57%) e do consumo específico (51,5%), foi estudada a eficiência
global (ηg) do motor para diferentes combustíveis.
A eficiência global (ηg) pode ser calculada conforme a Eq. 4.1.
1003600PCIV
Pot
combg ×
××=η (4.1)
onde Pot é a potência (kW) no eixo do dinamômetro, Vcomb é a vazão mássica de
combustível (g/h) e PCI é o poder calorífico inferior (MJ/kg) do combustível.
Com base na Eq. 4.1, foram feitos gráficos de eficiência global para diferentes
rotações nos torques de 60 Nm e 105 Nm, conforme as Figs. 4.15 e 4.16.
60 Nm
28,0
29,0
30,0
31,0
32,0
33,0
34,0
35,0
0 30 50 80 100Etanol Hidratado (%)
Efic
iênc
ia G
loba
l (%
)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
Figura 4.15 – Eficiência Global para diferentes rotações do motor em função do
percentual de etanol hidratado – Torque 60 Nm.
110
105 Nm
28,0
29,0
30,0
31,0
32,0
33,0
34,0
35,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Efic
iênc
ia G
loba
l (%
)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
Figura 4.16 – Eficiência Global para diferentes rotações do motor em função do
percentual de etanol hidratado – Torque 105 Nm.
Com base nas Figs. 4.15 e 4.16 pode ser verificado que, de uma maneira geral,
os combustíveis H30, H80 e H100 apresentam os maiores valores de eficiências
energéticas. O combustível H100 apresenta a maior eficiência dentre os combustíveis
testados. Existe a tendência do combustível H0 apresentar menor eficiência para a
condição de 3875 rpm e torque de 60 Nm e para outras rotações no torque de 105 Nm.
Isso ocorreu em função dos menores valores de avanço, devido à presença de
detonação.
Nas Tabs. 4.3 e 4.4 são apresentados os valores de diferença percentual entre
a eficiência global de cada combustível (DIFηg), para torques de 60 Nm e 105 Nm,
apenas para a rotação de 3875 rpm, a titulo de exemplo. Nas linhas das Tabs. 4.3 e
4.4 se encontra o combustível cuja eficiência servirá de referência (ηgref) e nas colunas
se encontra o combustível em que se a eficiência será comparada (ηgcomp). com o
combustível de referência. Os valores das Tabs. 4.3 e 4.4 foram calculados conforme a
Eq. 4.2.
−×=η 1
ref gηcomp gη
100DIF g (4.2)
onde ηgcomp é a eficiência global do combustível a ser comparado e ηgref é a eficiência
global do combustível usado como referência.
111
Tabela 4.3 – Diferença percentual (%) entre as comparações de eficiência global de
cada combustível - Torque 60 Nm, 3875 rpm.
ηgcomp
H0 H30 H50 H80 H100
H0 - 3,9% 1,1% 3,1% 5,3%
H30 -3,7% - -2,6% -0,8% 1,4%
H50 -1,1% 2,7% - 1,9% 4,2%
H80 -3,0% 0,8% -1,9% - 2,2%
η gre
f
H100 -5,1% -1,4% -4,0% -2,2% -
Tabela 4.4 – Diferença percentual (%) entre as comparações de eficiência global de
cada combustível - Torque 105 Nm, 3875 rpm.
ηgcomp
H0 H30 H50 H80 H100
H0 - 1,5% 0,6% 1,8% 4,1%
H30 -1,5% - -0,9% 0,3% 2,5%
H50 -0,6% 0,9% - 1,2% 3,4%
H80 -1,8% -0,3% -1,2% - 2,2%
η gre
f
H100 -2,9% -2,4% -3,3% -2,2% -
Com base nas Tabs. 4.3 e 4.4, para a condição de 3875 rpm, o uso do H100
proporcionou, em comparação com o H0 (referência), um aumento de 5,3% e de 4,1%
da eficiência global para os torques de 60 Nm e 105 Nm, respectivamente. Os
combustíveis H80 e H30 apresentam valores próximos de eficiência com diferenças
menores que 1%. O combustível H50 apenas teve eficiência maior que o H0, mesmo
assim com valor máximo de 1,1% para o torque de 60Nm. O combustível H30 foi
bastante eficiente no torque de 60 Nm, com valores de 3,9% e 2,7% mais elevados que
o H0 e o H50, respectivamente. Trabalhos anteriores de AL-FARAYEDHI et al. (2004),
BAÊTA et al. (2005), MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010) reportam que a adição
de etanol na gasolina ou o uso de etanol hidratado pode proporcionar aumento da
eficiência global do motor em comparação com o uso da gasolina.
112
4.1.4. Resultados de Emissões
As medições de emissões em base volumétrica foram feitas pelo equipamento
FTIR que fornece um valor de concentração em partes por milhão (ppm) para cada
poluente. O procedimento de cálculo da emissão específica de poluentes em g/kWh
para motores com ignição por centelha não está disponível como norma nacional,
dessa forma os cálculos foram feitos como recomendado pelo procedimento CFR 40
(CFR, 2009).
As Figs. 4.17 e 4.18 mostram os valores de emissões especificas (g/kWh) de
CO2 para os torques de 60 Nm e 105 Nm em função do teor de etanol hidratado.
650
700
750
800
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
CO
2 (g
/kW
h)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.17 – CO2 versus etanol hidratado, torque 60 Nm.
575
625
675
725
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
CO
2 (g
/kW
h)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.18 – CO2 versus etanol hidratado, torque 105 Nm.
113
Das Figs. 4.17 e 4.18, pode ser verificado que, de forma geral, com a adição de
etanol, o CO2 apresentou um aumento de emissões específicas, A exceção, ocorreu
um incremento de etanol do combustível H0 para o combustível H30, para ambos os
torques. Para melhor entender esse fato foi calculada uma variável denominada vazão
mássica de carbono (Vcarbono) obtida pela multiplicação da vazão mássica de
combustível (Vcomb) pelo percentual em massa de carbono do combustível (C(%
m/m)). Também foi calculada uma variável denominada vazão mássica específica de
carbono (VcarbEsp) calculada pela divisão da vazão mássica de carbono pela potência.
Foram elaboradas as Tabs. 4.5 e 4.6 contendo os valores de todas essas variáveis
calculadas para cada combustível ensaiado, sendo a título de exemplo, escolhida a
rotação de 3875 rpm.
Tabela 4.5 – Vazão mássica de carbono (Vcarbono) e Vazão específica de carbono
(VcarbEsp) para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível C(%) m/m
Vcomb
(kg/h)
Vcarbono
(kg/h)
VcarbEsp
(g/kWh)
H0 73,3 7,76 5,69 23,33
H30 64,3 8,34 5,37 22,00
H50 59,5 9,26 5,51 23,00
H80 53,9 10,56 5,69 23,49
H100 50,7 11,49 5,83 24,08
Tabela 4.6 – Vazão mássica de carbono (Vcarbono) e Vazão específica de carbono
(VcarbEsp) para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível C(%) m/m
Vcomb
(kg/h)
Vcarbono
(kg/h)
VcarbEsp
(g/kWh)
H0 73,3 12,42 9,11 21,36
H30 64,3 13,73 8,83 20,71
H50 59,5 15,13 9,08 21,07
H80 53,9 17,24 9,31 21,77
H100 50,7 18,8 9,53 22,32
114
A partir dos dados das Tabs. 4.5 e 4.6 foram elaborados os gráficos de vazão
específica de carbono (VcarbEsp).
Com base nos dados das Tabs. 4.5 e 4.6 pode ser verificado que a adição de
etanol, para os combustíveis de H30 a H100, proporciona o aumento da vazão mássica
de combustível (Vcomb) bem como o aumento da vazão mássica de carbono (VcarbEsp)
conforme Figs. 4.19 e 4.20. Isso justifica o aumento das emissões específicas de CO2
de H30 a H100, que também sofre aumento pela oxidação de CO em CO2 devido ao
conteúdo de oxigênio na molécula do etanol. O aumento de CO2 pela oxidação do CO
foi verificado também em outros trabalhos com o uso do etanol anidro (HE et al., 2002;
HSIEH et al., 2002; TOPGÜL, 2006 e KOÇ et al., 2009).
Para explicar a redução das emissões específicas de CO2 do combustível H0
para o combustível H30, foram feitos estudos adicionais. Inicialmente foi verificado que
o combustível H30 apresentou maior eficiência térmica que os combustíveis H0 e H50
(Figs. 4.15 e 4.16). Como a potência foi mantida constante, esse combustível (H30)
apresentou menor vazão específica de carbono do que os combustíveis H0 e H50
(Figs. 4.19 e 4.20). Esse fato foi preponderante em relação a uma possível maior
conversão de CO em CO2 pela maior presença de oxigênio do etanol.
60 Nm - 3875 rpm
21
22
23
24
25
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado(%)
Vca
rbE
sp (g
/kW
h)
Figura 4.19 – Vazão específica de carbono, 60 Nm - 3875 rpm.
115
105 Nm - 3875 rpm
20
21
22
23
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado(%)
Vca
rbE
sp(g
/kW
h)
Figura 4.20 – Vazão específica de carbono, 105 Nm - 3875 rpm.
Pode ser verificado das Figs. 4.19 e 4.20, que os dados de vazão específica de
carbono (VcarbEsp) apresentam formato similar aos gráficos da emissão específica de
CO2 (Figs. 4.17 e 4.18).
Na Tab. 4.7 são mostrados os valores de CO, CO2 e diferenças percentuais
desses valores de um combustível em relação ao combustível da linha anterior (Dif.
Comb. Ant.) para a condição de 105 Nm e 3875 rpm.
Tabela 4.7 – Valores de emissões específicos de CO, CO2 e diferenças de emissões
para diferentes combustíveis, 105 Nm e 3875 rpm.
Combustível CO
(g/kWh) Dif. Comb. Ant. (%)
CO2 (g/kWh)
Dif. Comb. Ant. (%)
H0 65,87 - 631,5 -
H30 60,53 -8,1 615,2 -2,6
H50 58,71 -3,0 641,3 4,2
H80 57,95 -1,3 669,6 4,4
H100 55,35 -4,5 694,3 3,7
Da Tab. 4.7 pode ser verificado que a adição de 30% de etanol proporcionou
uma redução das emissões específicas tanto de CO quanto de CO2 em relação ao uso
de H0. O decréscimo percentual da redução de CO foi mais elevado (-8,1%) que o do
CO2 (-2,6%), porém deve ser considerado que o valor de CO possui uma ordem de
116
grandeza cerca de dez vezes menor que o CO2. Apesar do aumento de CO2 com a
adição de etanol, deve ser levado em consideração que o etanol é um combustível
renovável e que parte desse valor pode ser recuperado pelo ciclo de vida do etanol
(MACEDO et al., 2004).
Nas Figs. 4.21 e 4.22 são apresentadas as emissões especificas de CO em
função do teor de etanol hidratado para torque de 60 Nm e 105 Nm.
11
13
15
17
19
21
23
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
CO
(g/
kWh) 1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.21 – CO versus etanol hidratado, torque 60 Nm.
46
50
54
58
62
66
70
74
78
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
CO
(g/
kWh)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.22 – CO versus etanol hidratado, torque 105 Nm.
De forma geral, as emissões de CO apresentaram uma tendência de redução
com a adição de etanol devido à presença de oxigênio em sua molécula, o que
117
favorece a combustão do CO em CO2, resultados que estão de acordo com o trabalho
publicado por KOÇ et al. (2009) e COSTA et al. (2010). Para a condição
estequiométrica (60 Nm), na rotação 3875 rpm, não houve alteração significativa nos
níveis de CO com adição de etanol.
Nas Figs. 4.23 e 4.24, são apresentadas as emissões especificas de NOX em
função do teor de etanol hidratado para torque de 60 Nm e 105 Nm.
8,0
8,5
9,0
9,5
10,0
10,5
11,0
11,5
12,0
12,5
13,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
NO
x (g
/kW
h)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.23 – NOX versus etanol hidratado, torque 60 Nm.
5,0
5,5
6,0
6,5
7,0
7,5
8,0
8,5
9,0
9,5
10,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
NO
x (g
/kW
h)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.24 – NOX versus etanol hidratado, torque 105 Nm.
118
Nas Figs. 4.23 e 4.24 pode ser verificado que existe uma tendência de redução
das emissões de NOx nas rotações de 1500 e 2250 rpm na condição estequiométrica
(60 Nm) quando da adição de etanol. Essa constatação está de acordo com o estudo
de COSTA et al. (2010). Para a condição de 3875 rpm, 60 Nm existe um decréscimo
dos valores de NOx, quando usando H0 e H30 em comparação com os combustíveis
H50, H80 e H100. Os avanços obtidos para a gasolina (H0) e o H30 foram limitados
pela detonação, levando a menores temperaturas na câmara de combustão, o que
pode explicar esse comportamento. Níveis mais elevados de adição de etanol, acima
do H50, não apresentam valores de NOx mais elevados. Para a rotação de 2250 rpm, o
etanol hidratado 100% apresentou valores mais elevados de NOx do que a gasolina
(H0). Os combustíveis H30 e H50 apresentaram valores similares e mais elevados do
que o H100 e o H80 mostrando que apesar das variações encontradas a adição de
etanol para baixas velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como
publicado por COSTA et al. (2010).
A condição operacional de carga mais elevada (105 Nm) com lambda 0,9
(mistura rica) produz níveis menores de emissões específicas de NOx (g/kWh) quando
comparado à condição estequiométrica (60 Nm). Isso ocorre porque o excesso de
combustível da mistura rica ajuda na refrigeração da câmara de combustão, reduzindo
a temperatura e, portanto, a geração de NOx. Quando adicionando etanol na condição
de 4500 rpm e torque de 105 Nm, os valores de NOx aumentaram em comparação
com a gasolina, em acordo com o trabalho publicado por COSTA et al. (2010). Para a
rotação de 3875 rpm e torque de 105 Nm, não existe uma mudança significativa nos
níveis de NOx com a adição de etanol.
Conforme mencionado no Cap. 3, as emissões de hidrocarbonetos totais (THC)
não incluem os valores de etanol não queimado e aldeídos. Nas Figs. 4.25 a 4.28 são
apresentados, respectivamente, os valores de emissões de THC e de etanol não
queimado para os torques de 60 Nm e 105 Nm respectivamente.
119
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
TH
C (
g/kW
h)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.25 – THC versus etanol hidratado, torque 60 Nm.
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
TH
C (
g/kW
h)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.26 – THC versus etanol hidratado, torque 105 Nm.
Nota-se pela análise das Figs. 4.25 e 4.26 que, com a adição de etanol, há um
decréscimo das emissões de hidrocarbonetos totais (THC). Isso pode ser explicado
pelo fato do etanol não queimado não estar incluído na medição dos hidrocarbonetos
totais feita pelo analisador FTIR, ao contrário do método do FID (Detector de Ionização
de Chama), que não é capaz de efetuar essa separação. Dessa forma o método FID
pode apresentar resultados imprecisos, quando do uso de percentuais elevados de
etanol conforme reportado por SANDSTROEM et al. (2010) e WALLNER et al. (2010).
120
0,0
1,0
2,0
3,0
0 30 50 80 100Etanol Hidratado (%)
Eta
nol n
ão Q
ueim
ado
(g/k
Wh)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.27 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 60 Nm.
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Eta
nol n
ão Q
ueim
ado
(g/k
Wh) 2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.28 – Etanol não queimado versus etanol hidratado, torque 105 Nm.
Nas Figs. 4.27 e 4.28 pode ser verificado o aumento significativo do etanol não
queimado com a adição de etanol ao combustível, principalmente para a condição de
torque de 105 Nm. O aumento significativo das emissões de etanol não queimado
também foi verificado por HE et al. (2002), SANDSTROEM et al. (2010) e WALLNER et
al. (2010). Os valores reportados nessa tese para os hidrocarbonetos e para o etanol
não queimado de forma separada podem auxiliar a calibração de modelos
computacionais desses poluentes e também discussões técnicas sobre as emissões
de etanol não queimado de veículos FLEX (MELO et al., 2009).
121
Nas Figs. 4.29 a 4.32 são apresentados, respectivamente, os valores de
acetaldeído e formaldeído para os torques de 60 e 105 Nm.
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Ace
tald
eido
(g/
kWh)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.29 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
Ace
tald
eido
(g/k
Wh)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.30 – Acetaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm.
122
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
For
mal
deid
o (g
/kW
h)
1500 rpm
2250 rpm
3875 rpm
60 Nm
Figura 4.31 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 60 Nm.
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0 30 50 80 100
Etanol Hidratado (%)
For
mal
deíd
o (g
/kW
h)
2250 rpm
3875 rpm
4500 rpm
105 Nm
Figura 4.32 – Formaldeído versus etanol hidratado torque 105 Nm.
Com base nas Figs. 4.29 a 4.32, pode ser verificado que a adição de etanol
causou o aumento significativo das emissões de acetaldeído e de formaldeído,
especialmente para teores de etanol acima de 50% (H50, H80 e H100). É importante
notar que os valores de formaldeído para torque de 105 Nm (mistura) foram mais
elevados do que os valores de acetaldeído. Os valores experimentais das emissões de
aldeídos podem ser utilizados para validação e verificação de modelos computacionais
de formação de aldeídos, como o proposto por COSTA (2007).
123
Apesar das emissões de aldeídos e de etanol não queimado serem mais
elevadas quando o motor está frio, valores significativos foram medidos com o motor
em condição térmica estabilizada, para ambos os torques nas condições testadas.
Valores mais elevados de acetaldeídos são devido principalmente a oxidação do etanol
não queimado conforme reportado por HE et al. (2002). Usando o equipamento FTIR
foi possível se medir esses poluentes de forma separada e sem a interferência de
compostos oxigenados do escapamento, evitando os problemas encontrados
anteriormente com o analisador do tipo FID. Também cabe ressaltar que o
equipamento FTIR faz a medição em tempo real, sendo mais rápido que a técnica de
cromatografia líquida do tipo HPLC (High Performance Liquid Chromatograph) usada
para medição de aldeídos e do que a cromatografia gasosa usada para a medição de
etanol não queimado, ambas técnicas que requerem muito tempo de preparação de
amostras e de análises em um laboratório químico (SANDSTROEM et al., 2010,
WALLNER et al., 2010).
Os principais destaques da análise experimental da influência da adição de
etanol hidratado à gasolina são:
• Combustão:
Foi verificado que de forma geral, durante as calibrações do motor, com a
adição de etanol foram obtidos maiores ângulos de avanço de ignição com menores
ocorrências de detonação. Dessa forma, as pressões máximas no cilindro foram mais
elevadas e também houve uma antecipação do ângulo do eixo do virabrequim em que
elas acontecem. A rotação de 3875 rpm foi crítica quanto à detonação para os
combustíveis gasolina (H0) e H30, gerando menores valores de ângulo de avanço do
que os valores da condição de máximo torque (MBT). Nessa mesma rotação, com o
aumento do teor de etanol, houve uma antecipação do início das curvas de fração de
massa de combustível queimado e das curvas de taxa de calor liberado devido ao
aumento do valor do avanço de ignição. Com relação à duração de combustão medida
no intervalo de 10% a 90% de MFB, a adição de etanol, não provocou mudanças
significativas. A exceção foi o combustível H0 testado no torque 60 Nm e rotação 3875
rpm, pois com o uso desse combustível a ocorrência de detonação limitou o valor
usado para o avanço de ignição, acarretando em uma combustão menos eficiente e
um aumento de sua duração. O aparecimento de detonação no motor com o uso da
gasolina também foi observada nos trabalhos de TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007)
e KOÇ et al. (2009) para algumas condições de operação.
Com relação à variabilidade da pressão máxima, de forma geral, a adição de
etanol provocou uma redução no coeficiente de variação da pressão máxima (CoV
124
Pmax). Essa redução pode ser atribuída à composição química do etanol hidratado, que
é um combustível composto de etanol anidro e água (4 a 4,9% v/v). Essa composição
mais simples pode minimizar variações de queima do combustível durante o processo
de combustão em comparação com a gasolina. A gasolina é uma mistura complexa de
hidrocarbonetos com centenas de diferentes tipos em sua composição, sendo que
cada componente possui diferentes propriedades físico-químicas que podem interferir
numa maior variabilidade da combustão. O comportamento qualitativo de parâmetros
da combustão na comparação do etanol hidratado (H100) com a gasolina (H0), tais
como aumento da pressão na câmara de combustão, antecipação da curva de MFB,
entre outros, foram similares aos reportados por MELO et al. (2007). CEVIZ (2004)
também observou redução da variabilidade da pressão com a adição de etanol. Apesar
dos elevados valores do coeficiente de variação de pressão máxima (acima de 10%)
para H0 e para o H30, como o valor de CoV de IMEP desses combustíveis era menor
que 6%, não são esperados problemas de dirigibilidade no veículo (HEYWOOD, 1988).
− Consumo específico e Eficiência Global:
Como o poder calorífico inferior (PCI) da gasolina (38,9 MJ/kg) é
aproximadamente 57% superior ao PCI do etanol hidratado (24 MJ/kg), com a adição
de etanol há um aumento do consumo específico para todas as condições de operação
estudadas. Considerando a rotação 3875 rpm como exemplo, há um aumento do
consumo específico de cerca de 51% para ambos os torques com o uso do etanol
hidratado 100% (H100) em comparação com a gasolina (H0). O etanol hidratado
(H100) apresentou uma eficiência global da ordem de 5% mais elevada que a
eficiência com uso de gasolina (H0), o que explica a diferença encontrada entre as
comparações de PCI dos combustíveis (57%) e de consumo específico (51%)
comentadas anteriormente. A mistura H30 teve um bom desempenho, apresentando
uma maior eficiência global em comparação com a gasolina (H0) e com a mistura H50.
As diferenças de consumo específico encontradas entre o etanol hidratado e a gasolina
estão próximas dos valores reportados de 48% e 54%, respectivamente, por MELO et
al. (2007) e COSTA et al. (2010).
− Emissões:
- CO2: De forma geral, a adição de etanol, provocou o aumento das emissões
específicas de CO2. O aumento de CO2 também foi verificado por HE et al. (2002),
HSIEH et al. (2002), TOPGÜL (2006) e KOÇ et al. (2009). Esse fato pode ser explicado
pelo aumento de consumo de combustível e da vazão mássica de carbono para os
combustíveis com teores de etanol hidratado de 30% a 100% v/v (H30 até H100), em
125
conjunto com a oxidação de CO em CO2. Entretanto para a adição de 30% v/v de
etanol hidratado ao combustível H0, ocorre uma redução das emissões de CO2 para
ambos os torques. Foi verificado que o combustível H30 possui uma menor vazão
mássica de carbono (Vcarbono) em comparação com o combustível H0 gerando
menores valores de CO2.
- CO: De forma geral, com a adição de etanol houve a redução dos valores de
emissões de CO. Como existe oxigênio na composição do etanol há uma maior
transformação do CO em CO2 durante a combustão. Os resultados encontrados foram
coerentes com os encontrados na literatura (KOÇ et al., 2009; COSTA et al, 2010).
- NOx: Para a mistura estequiométrica (torque 60 Nm), nas rotações de 1500 e
2250 rpm existe uma tendência de redução das emissões de NOx com o aumento do
teor de etanol. Essa tendência de redução de emissões para baixas rotações, também
foi verificada pelo estudo de COSTA et al. (2010) e pode ser explicada pelo aumento
do teor de água do combustível que pode reduzir a temperatura na câmara de
combustão reduzindo a formação de NOx. A rotação de 3875 rpm, com torque de 60
Nm apresenta menores valores de NOx com o uso de H0 e H30 do que os obtidos com
H50, H80 e H100. Isso pode ser explicado pelo fato dos avanços obtidos para a
gasolina (H0) e o H30 terem sido limitados pela detonação, o que gerou menores
temperaturas na câmara de combustão reduzindo as emissões de NOx. Para a rotação
3875 rpm, a adição de etanol, em percentuais volumétricos maiores que 50% (H50),
não apresentou alterações significativas nos valores de NOx.
Para a condição de 105 Nm (mistura rica), na rotação de 4500 rpm (rotação
mais elevada), com a adição de etanol há um aumento das emissões de NOx em
comparação com a gasolina (H0), fato também observado por COSTA et al. (2010).
Para a rotação de 3875 rpm, não foi observada uma mudança significativa na emissão
de NOx com a adição de etanol. Para a rotação de 2250 rpm, na comparação com a
gasolina (H0), o etanol hidratado 100% apresentou valores mais elevados de NOx.
Nessa mesma rotação, os combustíveis H30 e H50 apresentaram valores próximos de
emissão de NOx, porém maiores do que os observados para o H100 e o H80. Esse
fato mostra que, apesar das variações encontradas, a adição de etanol para baixas
velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como verificado para torque
60 Nm e publicado por COSTA et al. (2010).
126
- Hidrocarbonetos, Aldeídos e etanol não queimado: Como há presença de
oxigênio no etanol, a sua adição à gasolina provocou a redução das emissões de
hidrocarbonetos, que se oxidaram em CO2, um aumento do etanol não queimado e a
formação de aldeídos (formaldeído e acetaldeído). O sistema de emissões utilizado
(FTIR) permitiu a separação das emissões de hidrocarbonetos (THC), etanol não
queimado e aldeídos com análises precisas e sem a interferência normalmente
encontrada em analisadores do tipo FID (SANDSTROEM-DAHL et al., 2010;
WALLNER et al., 2010; MELO et al., 2010). O sistema FTIR ainda é pouco utilizado em
laboratórios de motores do Brasil, porém se mostrou adequado para estudos de
influência de composição de combustível nas emissões de aldeídos e etanol não
queimado para esse trabalho. Uma vez que a sua medição é realizada em tempo real,
a análise dura menos tempo, portanto, do que a análise por cromatografia líquida de
alta performance (HPLC).
Os resultados parciais e procedimentos experimentais usados nessa tese foram
publicados na base de dados internacional da SAE e apresentados nos congressos da
SAE Brasil de 2010 e 2011 (MELO et al., 2010; MELO et al., 2011). Foi enviado um
outro artigo com dados de variabilidade da curva de pressão para o congresso da SAE
2012 (MELO et al., 2012a). O conteúdo completo da análise experimental e os dados
físico-químicos dos combustíveis foram publicados na revista internacional FUEL
(MELO et al., 2012b).
4.2. Resultados e Discussões das Simulações
Uma vez obtidas as informações de entrada de dados do BOOST, o próximo
passo foi o uso da equação de Wiebe de uma zona para verificar a adequação da
simulação da curva de pressão para diferentes combustíveis na condição de operação
de torque 60 Nm e de 105 Nm, na rotação de 3875 rpm. Para facilitar o entendimento
de como o software AVL BOOST funciona durante os ajustes e simulações, foi
elaborado o fluxograma mostrado na Fig. 4.33.
128
4.2.1. Condição 60 Nm, 3875 rpm
Deve ser feito inicialmente, de forma empírica, um ajuste da variável do BOOST
posição de borboleta de aceleração, de forma a se obter um valor de vazão de ar
simulado próximo do valor experimental para um cilindro do motor. Os valores
encontrados para a posição de borboleta de aceleração, para a vazão de ar e para a
diferença dos valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) são mostrados na Tab.
4.8.
Tabela 4.8 – Posição da borboleta de aceleração do BOOST e valores de vazão de ar
(Var) experimental e simulado para diferentes combustíveis – 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível Posição da
borboleta (°) Var EXP (kg/h)
Var SIM (kg/h) Dif (%)
H0 34,5 24,6 24,5 -0,5
H30 33,5 23,2 23,2 0,0
H50 34,0 23,9 23,8 -0,6
H80 34,7 24,7 24,6 -0,4
H100 35,4 25,3 25,3 -0,1
Pode ser verificado da Tab. 4.8 que foram obtidos valores satisfatórios de vazão
de ar simulados (Var SIM), sendo a maior diferença em relação aos valores
experimentais de 0,6% para os combustíveis H50 e H100.
Os valores de posição angular de borboleta de aceleração usados no BOOST e
apresentados na Tab. 4.8 não são os mesmos encontrados nos experimentos e
listados no Apêndice III. Conforme verificado no Cap. 3, a posição de borboleta
experimental foi resultado do controle do torque, rotação e razão ar-combustível para
as diferentes condições operacionais testadas.
Para efeito de simulação computacional a posição de borboleta foi usada como
dado de entrada, apenas para fornecer uma restrição no modelo representando as
perdas de carga do sistema de admissão de ar. Por essa razão não é importante para
o trabalho a correlação do valor experimental da borboleta com o seu valor usado na
simulação.
Como segundo passo no ajuste do programa de simulação, por ser um modelo
mais simples, foi escolhido o modelo de combustão de Wiebe de uma zona. Dessa
forma, poderia ser feita uma verificação se o modelo implementado no BOOST não
continha erros dimensionais do motor, dentre outros erros de parametrização. As
129
simulações no modelo Wiebe de uma zona foram feitas para os torques de 60 e 105
Nm e para todos os combustíveis. Após esses ajustes é que foi calibrado o modelo de
Wiebe de duas zonas e foram feitas as simulações de emissões.
O ajuste da equação de Wiebe de uma zona é feito de forma empírica com a
escolha de valores para os parâmetros a e m da equação, de forma a se aproximar os
valores simulados da pressão máxima e do perfil da curva com os valores obtidos no
experimento. O trabalho de MELO (2007) usou essa equação para simular a
combustão de um motor FLEX operando com gasolina e etanol hidratado, sendo
utilizados valores diferentes de a e m para cada combustível. De forma a simplificar o
processo de ajuste nas simulações dessa tese, foi utilizado um valor fixo de m = 1,0,
sendo ajustado apenas o parâmetro a para os diferentes combustíveis testados. O
valor de m = 1,0 foi utilizado nas simulações de gasolina no trabalho de MELO (2007).
Com base nos dados de entrada das Tabs. 3.12 e 4.8, foram ajustados valores
do parâmetro a da equação de Wiebe de uma zona, de forma que a pressão e o IMEP
simulado se aproximassem dos valores experimentais.
A Tab. 4.9 mostra os valores do parâmetro a ajustados, considerando a
condição m = 1, torque de 60 Nm e rotação 3875 rpm para os diferentes combustíveis
testados.
Tabela 4.9 – Valores de a para Wiebe de uma zona - m = 1, 60 Nm, 3875 rpm
H0 H30 H50 H80 H100
a 4,2 5,2 5,5 5,5 4,5
Da Tab. 4.9 pode ser verificado que os valores do parâmetro a para os
combustíveis H0 e H100, bem como para os combustíveis H30, H50 e H80 se
aproximam. A tendência crescente do valor de a com adição de etanol é interrompida
apenas com o uso do H80.
A Tab. 4.10 mostra os valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) da
pressão máxima e do IMEP para Wiebe de uma zona na condição de 60 Nm, 3875
rpm, considerando os dados de entrada das Tabs. 3.12, 4.8 e 4.9. As diferenças
percentuais (Dif) entre os valores experimentais e simulados também são
apresentadas na Tab. 4.10.
130
Tabela 4.10 – Comparação com os dados experimentais da simulação da pressão
máxima e do IMEP por Wiebe de uma zona - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível Pmax EXP
(MPa) Pmax SIM
(MPa) Dif (%)
IMEP EXP (MPa)
IMEP SIM (MPa)
Dif (%)
H0 2,64 2,7 2,3 0,62 0,62 0,0
H30 3,34 3,40 1,8 0,62 0,62 0,0
H50 3,77 3,76 -0,3 0,63 0,64 1,6
H80 4,01 3,96 -1,3 0,63 0,63 0,0
H100 4,10 4,17 1,7 0,63 0,64 1,6
Pode ser verificado na Tab. 4.10 que os valores simulados tiveram uma
diferença máxima em relação aos valores experimentais, para a pressão máxima
(Pmáx), de 2,3 % para o combustível H0 e, para o IMEP, de 1,6% para os
combustíveis H50 e H100.
Após a simulação do modelo Wiebe de uma zona foi feita a troca do modelo
para a equação de Wiebe para 2 zonas (uma zona de gás não queimado e outra com
gás queimado). Inicialmente foram usados para a simulação os mesmos valores de a e
m do modelo de uma zona, porém foram necessários alguns ajustes no parâmetro a.
Na Tab. 4.11 são apresentados os valores ajustados do parâmetro a,
considerando m fixo e igual a 1, para a equação de Wiebe de duas zonas para os
diferentes combustíveis testados, para o torque de 60 Nm e rotação 3875 rpm.
Tabela 4.11 – Valores de a para Wiebe de duas zonas – m = 1, 60 Nm, 3875 rpm
H0 H30 H50 H80 H100
a 3,8 4,8 5,1 5,5 3,8
Da Tab. 4.11 pode ser observada uma tendência similar à mostrada
anteriormente na Tab. 4.9 (Wiebe de uma zona), com crescimento do parâmetro a com
a adição de etanol hidratado e sua redução com o uso do combustível H100. Pode ser
observado que o modelo Wiebe de duas zonas apresentou, de forma geral, valores
inferiores do parâmetro a para todos os combustíveis, em relação ao modelo de uma
zona (Tab. 4.9).
Na Tab. 4.12 são apresentados os resultados experimentais e de simulação da
pressão máxima (Pmax) e do IMEP para o modelo Wiebe de duas zonas na condição
de 60 Nm, 3875 rpm.
131
Tabela 4.12 – Resultados experimentais e de simulação para Wiebe de duas zonas –
60 Nm, 3875 rpm
Combustível Pmax EXP
(MPa) Pmax SIM
(MPa) Dif (%)
IMEP EXP (MPa)
IMEP SIM (MPa)
Dif (%)
H0 2,64 2,68 1,5 0,62 0,62 0,0
H30 3,34 3,41 2,1 0,62 0,62 0,0
H50 3,77 3,79 0,5 0,63 0,64 1,6
H80 4,01 4,09 2,0 0,63 0,63 0,0
H100 4,10 4,09 -0,2 0,63 0,64 1,6
Da Tab. 4.12, pode ser verificado que foram obtidos valores de simulação
satisfatórios, com diferenças máximas em relação aos valores experimentais (Dif) de
2,1% para a pressão máxima, com o combustível H30 e de 1,6% para o IMEP, com os
combustíveis H50 e H80. Diferenças entre valores experimentais e simulados abaixo
de 5% são consideradas satisfatórias, segundo trabalho publicado por MELO (2007).
Nas Figs. 4.34 a 4.38 são apresentadas as curvas de pressão experimentais e
simuladas no modelo de Wiebe de duas zonas, para a condição de operação 60 Nm,
3875 rpm e para diferentes combustíveis (H0, H30, H50, H80 e H100).
0,0
1,0
2,0
3,0
-180 -120 -60 0 60 120 180 θ(°)
P(MPa) Experimental
Simulado
Figura 4.34 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H0, 60 Nm, 3875 rpm.
132
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.35 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H30, 60 Nm, 3875 rpm.
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.36 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H50, 60 Nm, 3875 rpm.
133
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.37 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H80, 60 Nm, 3875 rpm.
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.38 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H100, 60 Nm, 3875 rpm.
Com base nas Figs. 4.34 a 4.38 pode ser verificado que as curvas de pressão
simuladas para os diferentes combustíveis apresentaram valores próximos aos valores
experimentais. Com relação aos combustíveis H0 e H30, ocorre na simulação uma
pequena alteração na curva de pressão na região próxima ao PMS (Ponto Morto
Superior). Isso pode estar relacionado com o uso da equação de Wiebe com baixos
134
valores de avanço de ignição, como os usados para esses combustíveis, devido a
ocorrência de detonação, descrita anteriormente no Cap. 3. Distorção similar na
simulação da curva de pressão foi observada no trabalho de MELO (2007), quando do
uso de uma gasolina com 23% de etanol e da equação de Wiebe de uma zona usada
no cálculo da fração de massa de combustível queimado.
O programa BOOST prevê parâmetros de ajuste para a simulação das
emissões de CO, HC e NOx, de forma a aproximar os valores simulados dos valores
experimentais. Para a simulação do monóxido de carbono, apenas se encontra
disponível o fator CO_MULT que atua na reação de formação de CO. Para as
emissões de NOx, além do fator NO_MULT, que atua diretamente na taxa de formação
do poluente, há o fator NO_POST que a formação de NO devido ao mecanismo de
pós-oxidação. Para os hidrocarbonetos não queimados, existem três parâmetros de
ajuste, sendo um para a taxa de formação (HC_MULT), um para mecanismos de pós-
oxidação (HC_POST) e outro para ajustar a queima parcial dos hidrocarbonetos
(HC_PARTIAL).
Foi considerado como combustível não queimado, para efeito de simulação do
BOOST, a soma dos valores de THC (hidrocarbonetos totais) e de etanol não
queimado medidos pelo FTIR, referenciado nesse trabalho como HCENQ (soma dos
hidrocarbonetos totais com o etanol não queimado). Os parâmetros de correção do
BOOST para (CO_MULT, NO_MULT, NO_POST, HC_MULT, HC_POST e
HC_PARTIAL) cada poluente mostrados anteriormente foram ajustados para a
gasolina (H0) de forma empírica e são apresentados na Tab. 4.13.
Tabela 4.13 – Valores ajustados para os parâmetros de correção dos poluentes no
BOOST para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO_
MULT
NO_
MULT
NO_
POST
HC_
MULT
HC_
POST
OXIDATION
HC_
PARTIAL
BURN
H0 0,03 1 0,5 1 0,5 1
Da Tab. 4.13 pode ser verificado que foi possível ajustar os poluentes NOx e
HCENQ (hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado) apenas com os parâmetros
do mecanismo de pós-oxidação, respectivamente NO_POST e o HC_POST. Conforme
mencionado anteriormente, a etapa de pós-oxidação ocorre após a combustão e antes
da exaustão completa dos gases do cilindro do motor, quando ainda existem
temperaturas elevadas na câmara de combustão. Os valores ajustados foram no
135
sentido de reduzir a formação dos poluentes, que no modelo de cinética química
adotado superestimaram as emissões.
Para o poluente CO, apenas existe o ajuste de taxa de formação (CO_MULT),
que teve o valor menor que 1 para aumentar o valor do CO simulado, em relação ao
previsto inicialmente pelo modelo de cinética química. Nas Tabs. 4.14 e 4.15, são
apresentados os resultados de simulação de emissões (CO, HCENQ e NOX) de todos
os combustíveis com o uso dos parâmetros de emissões ajustados para a gasolina
(H0) (Tab. 4.13). O objetivo de se manter fixo os parâmetros de ajuste de emissões
para a gasolina foi verificar a sensibilidade do programa à variação do etanol no
combustível e seus efeitos nas emissões.
Tabela 4.14 – Resultados de simulação do programa BOOST para CO com parâmetros
de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO EXP (%) CO SIM (%) Dif (%)
H0 0,51 0,52 2,0
H30 0,51 0,40 -21,6
H50 0,48 0,33 -31,3
H80 0,49 0,23 -53,1
H100 0,48 0,18 -62,5
Da Tab. 4.14 pode ser verificado que utilizando os parâmetros de ajuste de
emissões do combustível H0, o modelo do BOOST com a adição de etanol prevê a
redução do CO de forma muito acentuada em relação aos valores obtidos no
experimento. Esse fato leva a diferenças percentuais de 21,6% a 60%, quando do uso
do H30 e do H100, respectivamente.
Tabela 4.15 – Resultados de simulação do programa BOOST para HCENQ e NOX com
parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0) - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível HCENQ
EXP (PPM)
HCENQ SIM
(ppm) Dif (%) NOx EXP
(ppm) NOx SIM
(ppm) Dif (%)
H0 548 539 -1,6 2096 2091 -0,2
H30 626 688 9,9 2638 2747 4,1
H50 577 707 22,5 2766 2883 4,2
H80 480 836 74,2 2650 3479 31,3
H100 513 868 69,2 2521 3513 39,3
136
Da Tab. 4.15, pode ser verificado que, para HCENQ (hidrocarbonetos totais
mais etanol não queimado), o modelo do BOOST com o ajuste de gasolina (H0) não
consegue prever a tendência das emissões experimentais. Os resultados simulados
sempre aumentam de forma significativa com a adição de etanol e apresentam
elevadas diferenças, chegando a cerca de 74% para o H80. Como o principal
mecanismo para a formação de hidrocarbonetos é pelo seu acúmulo nas cavidades,
esse modelo usualmente super dimensiona o valor das emissões. Dessa forma é muito
importante para cada combustível, se ter um valor diferente do parâmetro de ajuste do
mecanismo de pós-oxidação para reduzir as emissões.
No caso da simulação do NOx, que usa o mecanismo estendido de Zeldovich
modificado pelo BOOST, até o uso do combustível H50 foi obtido um erro máximo de
4,2%, porém para os combustíveis H80 e H100 os valores simulados foram muito
elevados com diferenças maiores que 30% em relação aos dados experimentais.
Dos resultados de simulação mostrados na Tab. 4.16, nota-se que há a
necessidade de ajustes individuais dos parâmetros do programa para cada poluente e
cada combustível. Dessa forma, os novos fatores de ajuste encontrados de forma
empírica são mostrados na Tab. 4.16.
Tabela 4.16 – Valores específicos para os parâmetros de ajuste do BOOST para cada
poluente e combustível - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO_
MULT
NO_
MULT
NO_
POST
HC_
MULT
HC_
POST
HC_
PARTIAL
H0 0,03 1 0,5 1 0,5 1
H30 0,018 1 0,4 1 0,6 1
H50 0,013 1 0,34 1 0,8 1
H80 0,0003 1 0,29 1 2,0 1
H100 0,0003 1 0,31 1 2,0 1
Da Tab. 4.16 pode ser verificado que os parâmetros de ajuste de emissões
(NO_POST e HC_POST) seguem um comportamento não linear.
Com base nos parâmetros de emissões ajustados para cada combustível,
mostrados na Tab. 4.16, foram feitas novas simulações usando o valor ajustado para
cada combustível, sendo os resultados mostrados nas Tabs. 4.17 e 4.18.
137
Tabela 4.17 – Resultados de simulação do BOOST para CO com parâmetros ajustados
para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO EXP (%) CO SIM (%) Dif (%)
H0 0,512 0,520 1,6
H30 0,505 0,503 -0,4
H50 0,478 0,476 -0,4
H80 0,485 0,481 -0,8
H100 0,475 0,284 -40,2
Tabela 4.18 – Resultados de simulação do BOOST para HCENQ e NOx com
parâmetros de emissões ajustados para cada combustível - 60 Nm, 3875 rpm.
Combustível HCENQ
EXP (ppm)
HCENQ SIM
(ppm)
Dif (%)
NOx EXP (ppm)
NOx SIM (ppm)
Dif (%)
H0 548 539 -1,6 2096 2091 -0,2
H30 626 638 1,9 2638 2615 -0,9
H50 577 584 1,2 2766 2723 -1,6
H80 480 489 1,8 2650 2657 0,3
H100 513 519 1,2 2521 2511 -0,4
Das Tabs. 4.17 e 4.18 pode ser verificado que, para o NOx e para o HCENQ
(Hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado), foram obtidos resultados de
simulação satisfatórios com diferença máxima de 1,9% para o HCENQ com o uso do
H30 e de -1,6% para o NOx com o uso do H50 em relação aos valores experimentais.
O monóxido de carbono (CO) apresentou resultados de simulação com erro máximo de
1,6 % até o uso do combustível H80. Para o uso do etanol 100% (H100), o programa
BOOST não conseguiu ajustar a simulação do CO, pois o parâmetro de ajuste
(CO_MULT) ficou muito pequeno e não forneceu mais ajustes. Dessa forma, o valor
simulado de CO para o H100 ficou 40% abaixo do valor experimental. Como sugestão
para trabalhos futuros, estudos de outros mecanismos de cinética química devem ser
feitos no sentido de reduzir o erro do cálculo do CO quando for utilizado o H100.
O coeficiente de sensibilidade é definido por OZISIK et al. (2000) como a razão
entre a variação do parâmetro de saída e a variação do parâmetro de entrada. Para se
conhecer quanto as variações dos parâmetros de entrada (razão ar-combustível,
138
ângulos de 1%MFB e intervalo 1-99%MFB, parâmetros de Wiebe a e m) podem afetar
os resultados de saída (Pressão máxima, IMEP, CO, HC e NOx), foram feitas várias
simulações modificando-se o parâmetro de entrada em ± 2% e foram calculados os
coeficientes de sensibilidade normalizados (Sensib) dos parâmetros de saída. Para
efeito de exemplo, apenas foi feito esse estudo no torque de 60 Nm e para o
combustível H0, conforme a equação 4.3:.
[ ] [ ]ententsaidsaidSensib Pr/Pr/Pr/Pr ∆∆= (4.3)
onde Prent é o parâmetro de entrada, Prsaid é o parâmetro de saída, ∆Prent representa
variações de +2 % ou -2% dos parâmetros de entrada e ∆Prsaid são variações dos
parâmetros de saída. Quanto maior o valor do resultado da equação 4.3, significa que
a variável de entrada exerce uma influência maior na variável de saída.
Para melhor visualizar os valores de sensibilidade dos parâmetros de saída do
programa BOOST, foi criada a Tab. 4.19, onde as linhas representam os parâmetros
de entrada (uma linha para a variação de +2% e outra para a de -2%), e as colunas
representam o parâmetro de saída. O valor preenchido na Tab. 4.19 corresponde ao
valor de sensibilidade conforme calculado pela Eq. 4.3.
Tabela 4.19 – Valores de sensibilidade (adimensional), sendo linhas parâmetros de
entrada (variação de ± 2%) e colunas parâmetros simulados no programa BOOST –
Combustível H0 – 60 Nm, 3875 rpm.
Pmax IMEP CO NOx HCENQ
A/C (+2%) 0,2 0,0 -0,1 7,2 -4,0
A/C (-2%) 0,2 0,8 -4,0 18,6 -19,9
1%MFB (+2%) 0,2 0,0 0,3 0,1 0,6
1%MFB (-2%)H80 0,2 0,0 -0,6 0,8 -1,9
1-99% MFB (+2%) -0,9 -0,8 0,9 -2,7 0,2
1-99%MFB (-2%) -0,7 0,0 -1,5 5,9 -9,0
a (+2%) 0,5 0,0 0,5 1,4 0,4
a (-2%) 0,4 0,8 -0,6 1,8 -1,3
m (+2%) -0,4 0,0 0,8 -2,2 0,8
m (-2%) -0,2 0,0 -0,4 -1,5 -0,2
139
Da Tab. 4.19, com base na variação dos parâmetros de entrada, pode ser verificado
que:
- A Pressão máxima (Pmax) sofre mais influência da duração da curva de Wiebe
(intervalo de ângulo 1-99%MFB), do que da razão ar-combustível (A/C) e do que os
parâmetros a e m.
- IMEP sobre pouca influência, com exceção das variações de a (-2%) e intervalo 1-
99%MFB (+2%).
- Os poluentes (CO, HCENQ e NOx) são mais afetados pela variação da razão ar-
combustível e pela duração da curva de Wiebe (1-99% MFB) do que pelos parâmetros
de Wiebe (a, m e 1% MFB).
4.2.2. Condição 105 Nm, 3875 rpm
Conforme procedimento adotado anteriormente para a condição de torque de 60
Nm, deve ser feita a calibração do valor da posição de borboleta de aceleração do
BOOST, de forma que a vazão de ar simulada fique próxima do valor experimental. Os
valores ajustados de forma empírica no BOOST para a posição de borboleta de
aceleração bem como os valores simulados (SIM) e experimentais (EXP) da vazão de
ar para cada combustível são mostrados na Tab. 4.20.
Tabela 4.20 – Posição de borboleta de aceleração e valores de vazão de ar
experimentais (EXP) e simulados (SIM) em função de diferentes tipos de combustível
105 Nm, 3875 rpm.
Combustível Posição da
borboleta (°) Var EXP
(kg/h) Var SIM (kg/h)
Dif (%)
H0 42,65 141,75 142,05 0,2
H30 42,62 137,51 137,92 0,3
H50 42,73 140,59 141.42 0,6
H80 42,66 145,07 145.32 0,2
H100 42,71 149,26 149.70 0,3
Da Tab. 4.20 pode ser verificado que a maior diferença percentual (Dif) para a
vazão de ar simulada foi de 0,6% com o combustível H50.
Para simulação do torque de 105 Nm, a exemplo do procedimento adotado
anteriormente para o torque de 60 Nm, após os ajustes da posição de borboleta de
140
aceleração, foi ajustado o parâmetro a da equação Wiebe de uma zona. Conforme
realizado anteriormente, para o torque de 60 Nm, foi adotado um parâmetro m fixo e
igual a 1, variando-se apenas o parâmetro a. Nas Tabs. 4.21 e 4.22 são apresentados
o parâmetro a de Wiebe, com o parâmetro m fixo e igual a 1, e os valores simulados de
pressão máxima (Pmax) e IMEP.
Tabela 4.21 – Valores de a para Wiebe de uma zona para diferentes combustíveis -
m=1, 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível H0 H30 H50 H80 H100
a 6,3 7,8 7,8 7,0 6,6
Tabela 4.22 – Valores simulados e experimentais de pressão máxima (Pmax) e IMEP
para Wiebe de uma zona - 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível Pmax EXP
(MPa)
Pmax SIM
(MPa)
Dif (%)
IMEP EXP (MPa)
IMEP SIM (MPa)
Dif (%)
H0 4,85 4,91 1,0 1,02 0,99 -2,9
H30 5,21 5,26 1,0 1,02 0,97 -4,9
H50 5,88 5,89 0,2 1,03 1,00 -2,9
H80 5,99 6,09 1,7 1,03 1,06 2,9
H100 6,22 6,23 0,2 1,03 1,08 4,9
Da Tab. 4.22 pode ser verificado que a maior diferença entre os valores
simulados e experimentais foi da ordem de 4,9% para o IMEP com o combustível H100
e de 1,7% para o Pmax com o combustível H80. Após ajustes do Wiebe de uma zona,
foram feitas diversas simulações no sentido de se obter ajustes para a equação de
Wiebe de duas zonas. A Tab. 4.23 apresenta os valores de a para o modelo Wiebe de
duas zonas para a condição de 105 Nm, 3875 rpm com o parâmetro m fixo e igual a 1.
Tabela 4.23 – Valores de a para Wiebe de duas zonas para diferentes combustíveis-
m=1, 3875 rpm, 105 Nm.
Combustível H0 H30 H50 H80 H100
a 5,9 7,3 7,3 6,5 6,4
141
Os valores de a da Tab. 4.23 (Wiebe duas zonas) apresentam a mesma
tendência da Tab. 4.21, ou seja, foi obtido o mesmo valor de a para os combustíveis
H30 e H50 e valores muito próximos para os combustíveis H80 e H100.
Com base nos valores da Tab. 4.23 foram feitas simulações da pressão máxima
(Pmax SIM) e IMEP (IMEP SIM), os valores encontrados são apresentados na Tab.
4.24, bem como a diferença percentual em relação aos valores experimentais (Dif).
Tabela 4.24 – Valores simulados e experimentais para pressão máxima (Pmax SIM) e
IMEP (IMEP SIM) para Wiebe de duas zonas, 3875 rpm, 105 Nm
Combustível Pmax EXP
(MPa)
Pmax SIM
(MPa)
Dif (%)
IMEP EXP
(MPa)
IMEP SIM
(MPa)
Dif (%)
Var EXP (kg/h)
Var SIM
(kg/h)
Dif (%)
H0 4,85 4,94 1,9 1,02 1,02 0,0 141,75 142,42 0,5
H30 5,21 5,29 1,5 1,02 0,97 -4,9 137,51 137,88 0,3
H50 5,88 5,93 0,9 1,03 0,99 -3,9 140,59 141,39 0,6
H80 5,99 6,11 2,1 1,03 1,04 1,0 145,07 145,28 0,1
H100 6,22 6,38 2,6 1,03 1,08 4,8 149,26 149,68 0,3
Da Tab. 4.24 pode ser verificado que para a pressão máxima (Pmax) foi
encontrada uma diferença máxima de 2,6% com o uso do H100, enquanto para o IMEP
a máxima diferença foi de 4,9%, com o uso do H50, ambos valores satisfatórios para a
simulação.
As Figs. 4.39 a 4.43 apresentam as curvas de pressão experimentais e
simuladas para os diferentes tipos de combustíveis para a condição de 105 Nm, 3875
rpm.
142
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ ( ° )
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.39 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H0, 105 Nm, 3875 rpm.
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.40 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H30, 105 Nm, 3875 rpm.
143
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.41 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H50, 105 Nm, 3875 rpm.
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.42 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H80, 105 Nm, 3875 rpm.
144
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
-180 -120 -60 0 60 120 180θ (°)
P(MPa)Experimental
Simulado
Figura 4.43 – Curva de pressão experimental x simulada em função do ângulo de eixo
do virabrequim (θ) – H100, 105 Nm, 3875 rpm.
Nas Figs. 4.39 a 4.43 pode ser verificado que as curvas de pressão simuladas
foram muito próximas das curvas experimentais. A distorção da curva simulada
próxima ao ponto morto superior (PMS) para os combustíveis H0 e H30, que ocorreu
na simulação de 60 Nm, foi reduzida na condição de 105 Nm pelo uso de diferentes
ângulos de avanço para esses combustíveis, em relação aos usados no torque de 60
Nm.
Após a calibração do modelo Wiebe de duas zonas para a pressão máxima,
IMEP e vazão de ar, foram feitos ajustes nos parâmetros de emissões do BOOST para
as simulações de emissões de CO, HCENQ (hidrocarbonetos totais e etanol não
queimado) e NOx, a exemplo do procedimento feito anteriormente para a condição de
60 Nm. Os valores ajustados dos parâmetros de emissões para o combustível H0 são
mostrados na Tab. 4.25.
Tabela 4.25 – Ajustes dos parâmetros de emissões do BOOST para a gasolina (H0) –
105 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO_
MULT
NOx_
MULT
NOx_
POST
HC_
MULT
HC_
POST
HC_
PARTIAL
H0 0,0003 1 1,06 1 3,7 1
A exemplo da simulação feita na condição operacional de 60 Nm, também foi
possível o ajuste das emissões de NOx e HCENQ apenas com ajustes dos parâmetros
145
de pós-oxidação, respectivamente NO_POST e HC_POST. Na condição de 105 Nm,
entretanto, a correção do NOx foi discreta (NOx_POST= 1,06) no sentido de aumentar
as emissões, enquanto a correção do HCENQ foi elevada (HC_POST= 3,7). Com base
nos valores dos parâmetros de emissões do BOOST ajustados para a gasolina (H0),
mostrados na Tab. 4.25, foram feitas simulações para os outros combustíveis.
A Tab. 4.26 mostra os resultados de simulação de CO utilizando para todos os
combustíveis os valores dos parâmetros de emissões ajustados para o combustível H0
para o torque de 105 Nm. Pode ser verificado que o BOOST não foi capaz de predizer
as emissões de CO com adição de etanol, considerando o valor do parâmetro
CO_MULT ajustado para a gasolina (H0). As diferenças percentuais entre os valores
simulados e experimentais para os combustíveis H30, H50, H80 e H100 foram
superiores a 45%.
Tabela 4.26 – Resultados das simulações de CO usando o ajuste da gasolina H0 -
105 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO EXP (%) CO SIM (%) Dif (%)
H0 1,94 1,96 1,0
H30 1,82 0,98 -46
H50 1,69 0,71 -58
H80 1,63 0,49 -70
H100 1,5 0,41 -72
A Tab. 4.27 mostra os resultados de simulação de HCENQ e de NOx utilizando
para todos os combustíveis os valores dos parâmetros de emissões ajustados para o
combustível H0.
Tabela 4.27 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx usando o ajuste da
gasolina (H0) - 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível HCENQ
EXP (ppm)
HCENQ SIM
(ppm)
Dif (%)
NOx EXP (ppm)
NOx SIM (ppm)
Dif (%)
H0 1064 1065 0.09 1940 1938 -0,1
H30 1016 410 -59,6 1897 3642 92
H50 1056 208 -80,3 1955 5776 195
H80 1091 105 -90,4 1892 8402 344
H100 1110 90 -91,9 1888 3018 60
146
Da Tab. 4.27, a exemplo do que ocorreu com o CO, pode ser verificado que
para a variável HCENQ não foi possível uma predição dos valores simulados com a
adição de etanol, uma vez que os valores de HCENQ ficaram muito menores do que os
valores experimentais com diferença mínima de 60% para o H30. Também para a
condição de 105 Nm foi verificada a necessidade de ajustar os fatores de emissão do
BOOST para cada combustível, sendo os valores mostrados na Tab. 4.28.
Tabela 4.28 – Fatores de emissões ajustados para cada combustível –105 Nm,
3875 rpm
Combustível CO_
MULT
NOx_
MULT
NOx_
POST
HC_
MULT
HC_
POST
HC_
PARTIAL
H0 0,0003 1 1,06 1 3,7 1
H30 0,00001 1 0,56 1 0,8 1
H50 0,000001 1 0,35 1 0,4 1
H80 0,000001 1 0,25 1 0,14 1
H100 0,000001 1 0,19 1 0,1 1
Da Tab. 4.28 pode ser verificado que os parâmetros NOx_POST e HC_POST
seguem um comportamento não linear com a adição de etanol.
Os valores simulados para CO, NOx e HCENQ, usando os valores dos
parâmetros de emissões da Tab. 4.28, são mostrados nas Tabs. 4.29 e 4.30.
Tabela 4.29 – Resultado das simulações de CO com parâmetros de emissões
ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível CO EXP (%) CO SIM (%) Dif (%)
H0 1,94 1,96 1
H30 1,98 1,01 -44
H50 1,69 0,73 -57
H80 1,63 0,49 -70
H100 1,5 0,42 -72
147
Tabela 4.30 – Resultados das simulações de HCENQ e NOx com parâmetros de
emissões ajustados para cada combustível - 105 Nm, 3875 rpm.
Combustível HCENQ
EXP (ppm)
HCENQ SIM
(ppm)
Dif (%)
NOx EXP (ppm)
NOx SIM (ppm)
Dif (%)
H0 1064 1056 -0,1 1940 1938 -0,1
H30 1011 1006 -0,5 1897 1968 3,7
H50 1056 1038 -1,7 1955 1907 -2,4
H80 1091 1147 5,1 1892 1980 4,7
H100 1110 1052 -5,2 1888 1850 -2
Das Tabs. 4.28 e 4.30, pode ser verificado que foi possível a obtenção de
valores de simulação com erros máximos de 3,7% para o NOx, com o uso do H30, e de
-5,6% para o HCENQ, com o uso do H30. Apenas foi necessário o ajuste dos
parâmetros relacionados ao mecanismo de pós-oxidação (NO_POST e HC_POST).
Apenas para o uso da gasolina (H0) foi utilizado um valor maior do que 1 para esses
parâmetros.
Com base nas Tabs. 4.28 e 4.29 pode ser verificado que, com relação aos
valores simulados de CO, para a condição de 105 Nm, o modelo do BOOST apenas
permite o ajuste para a gasolina (H0), uma vez que a partir do uso de H30, as
diferenças entre os valores simulados e os experimentais (Dif) ultrapassam 40%.
Conforme mencionado nas simulações de 60 Nm, para a modelagem de CO, são
necessários estudos adicionais para adequação das equações de cinética química, de
forma que possam considerar o efeito do uso do etanol hidratado.
Com base nos resultados de simulação das condições de 60 Nm e 105 Nm
pode ser verificado que:
- Com o uso dos parâmetros de emissões ajustados para a gasolina (H0), de forma
geral, não foram obtidos resultados de simulação com erros menores que 5% para os
outros combustíveis (H30, H50, H80 e H100). A exceção foi o poluente NOx para o uso
de até 50% de etanol hidratado (H50).
- Com o uso de parâmetros de emissão ajustados para cada combustível foi possível,
de forma geral, a obtenção de erros menores que 5% nas simulações de HCENQ
(hidrocarbonetos totais mais etanol não queimado) e NOx. Com relação ao CO, na
condição de 60 Nm, apenas com o uso de H100 não foi possível a obtenção de
148
resultados satisfatórios. Porém, na condição de 105 Nm, para o poluente CO, apenas
com o combustível H0 foi possível a obtenção de valores simulados próximos aos
valores experimentais.
- Devem ser feitos estudos futuros de verificação da influência da presença do etanol
hidratado nos mecanismos de cinética química conhecidos e também no programa
BOOST, para futuro aperfeiçoamento desses cálculos e dos resultados de simulação.
- Com relação à sensibilidade das variações dos parâmetros de entrada do BOOST, foi
verificado para a condição de 60 Nm e combustível H0 (gasolina) que a razão ar-
combustível e a duração da curva de Wiebe são os dois parâmetros mais significativos,
com influência nas variações dos valores simulados de pressão e de emissões de
poluentes.
- A partir dos resultados das simulações, seria importante se ter um trabalho futuro
com o estudo de novos mecanismos para a formação de hidrocarbonetos e etanol não
queimado. Essas emissões, de forma geral, foram superestimadas pelo modelo do
BOOST e corrigidos pelo parâmetro de ajuste de pós-oxidação do programa.
- Ainda precisam ser aprimorados os modelos de cálculo da emissão de aldeídos, que
podem ser importantes para o estudo do desempenho de motores FLEX. Dessa forma
os valores disponíveis nos experimentos dessa tese poderiam ser usados para
calibração e/ou validação de modelos de formação de acetaldeído e formaldeído, como
o proposto no trabalho de COSTA (2007).
Os resultados da simulação com torque de 60 Nm foram publicados em congresso de
combustão da Alemanha (MELO et al., 2012c). Os resultados completos da simulação
foram enviados para o congresso da SAE 2012 (MELO et al., 2012d).
149
CAPÍTULO 5
CONCLUSÕES
5.1 Considerações Finais
Foram implantados procedimentos e metodologias experimentais, alguns
inéditos no país, para aumento da confiabilidade dos dados, com destaque para:
medição da pressão do cilindro e cálculo de dados de combustão do motor; medição
de emissões de poluentes, incluindo aldeídos, etanol não queimado e hidrocarbonetos
totais pela técnica de FTIR (espectroscopia no infra-vermelho por transformada de
Fourier), sendo o equipamento configurado para a medição de misturas de etanol
hidratado na gasolina; detecção automática do ruído de detonação a partir do sinal da
curva de pressão; uso de software específico para tratamento estatístico dos dados;
uso de ferramenta de alinhamento a laser para levantamento do curso das válvulas em
função do ângulo de eixo do virabrequim; uso de central eletrônica programável com
avanço ajustado para torque máximo para cada combustível, além do cálculo da
emissão específica a partir de equação que considera a razão hidrogênio-carbono para
cálculo da massa molecular da exaustão e dos hidrocarbonetos, entre outros
procedimentos e metodologias implantados.
Para a simulação computacional foi utilizado o software AVL BOOST com o
modelo de combustão Wiebe de 2 zonas e mecanismos de cinética química para
cálculo dos poluentes. Também foi usado o modelo de Woschni para a estimativa do
coeficiente de transferência de calor. Houve a necessidade de levantamento de vários
parâmetros geométricos do motor para uma adequada calibração do programa. Foi
escolhida a rotação de 3875 rpm e os torques de 60 Nm e 105 Nm para a realização
de simulação computacional para todos os combustíveis.
Entre as principais conclusões da parte experimental destacam-se:
• Combustão:
A adição de etanol proporcionou calibrações do motor nos pontos de máximo
torque com menores ocorrências de detonação e com o uso de maiores ângulos de
avanço, conforme verificado também por BAÊTA (2006) e por MELO et al. (2007).
Como conseqüência, as pressões máximas no cilindro foram superiores e observou-se
variação do ângulo do eixo do virabrequim em que estas ocorrem. Para a rotação de
3875 rpm, a detonação foi crítica para a gasolina (H0) e para o combustível H30,
150
levando a valores menores de avanço do que os obtidos para o valor de máximo
torque. TOPGÜL (2006), MELO et al. (2007) e KOÇ et al. (2009) também verificaram a
ocorrência de detonação com o uso da gasolina em determinadas condições de
operação. Na rotação de 3875 rpm, com a adição de etanol, o motor apresentou uma
tendência de antecipação das curvas de fração de massa de combustível queimado e
das curvas de taxa de calor liberado devido ao aumento do valor do avanço de ignição.
Com relação a duração de combustão não foi verificada uma mudança significativa
devido à adição de etanol, com exceção do combustível H0 no torque 60 Nm, uma vez
que com esse combustível o avanço de ignição foi limitado pela ocorrência de
detonação. Esse fato promoveu uma combustão menos eficiente ocasionando um
aumento da duração de combustão com o uso da gasolina (H0).
Com relação à estabilidade da combustão, para o torque de 105 Nm, a adição
de etanol promoveu uma redução no coeficiente de variação da pressão máxima,
conforme constatado por CEVIZ (2004). Isso pode ser atribuído ao fato do etanol
hidratado ser uma substância composta apenas por etanol e água, o que pode
minimizar variações de combustão em relação à gasolina que pode possuir centenas
de diferentes tipos de hidrocarbonetos em sua composição. As observações
qualitativas do comportamento da combustão do motor FLEX usado nesse trabalho na
comparação da gasolina (H0) e do etanol hidratado (H100) também foram constatadas
por MELO et al. (2007).
− Consumo específico e Eficiência Global:
Com a adição de etanol, o consumo específico aumentou de forma significativa
para todas as condições de operação estudadas, devido ao menor valor de poder
calorífico desse combustível (24 MJ/kg) em relação à gasolina (38,9 MJ/kg). Para a
rotação 3875 rpm, por exemplo, o consumo específico do etanol hidratado 100%
(H100), em relação a gasolina (H0), foi elevado em cerca de 51% para ambos os
torques. Cabe notar que o PCI da gasolina (H0) é cerca de 57% superior ao do etanol
hidratado (H100). Na comparação dos combustíveis, a diferença nos níveis de variação
do consumo específico e do poder calorífico inferior pode ser explicada pela maior
eficiência do etanol hidratado (H100), de cerca de 5% em relação a gasolina (H0). A
mistura H30 também apresentou, de forma geral, valores de eficiência maiores do que
a gasolina (H0) e a mistura H50. As diferenças de consumo específico encontradas
entre o etanol hidratado e a gasolina estão próximas dos valores reportados de 48% a
54%, respectivamente, por MELO et al. (2007) e COSTA et al. (2010).
151
− Emissões:
- CO2: No geral, com a adição de etanol, as emissões específicas de CO2
aumentaram, fato também verificado por HSIEH et al. (2002), TOPGÜL (2006) e KOÇ
et al. (2009). Isto ocorre em função do aumento de consumo de combustível e da
vazão mássica de carbono para os combustíveis H30 até H100. A redução de CO2
com adição de etanol ocorre apenas na transição da gasolina (H0) para H30 para
ambas as condições de torque (60 Nm e 105 Nm). Este comportamento é explicado
pela maior vazão mássica de carbono, quando usando a gasolina em comparação com
o H30.
- CO: As emissões de CO apresentaram uma tendência de redução com a
adição de etanol devido à presença de oxigênio em sua molécula que favorece a
oxidação do CO em CO2. Os resultados encontrados estão de acordo com os
trabalhos publicados por KOÇ et al. (2009) e COSTA et al. (2010).
- NOx: Para a condição de torque 60 Nm, existe uma tendência de redução das
emissões de NOx nas rotações de 1500 e 2250 rpm na condição estequiométrica (60
Nm) quando da adição de etanol. Essa tendência está de acordo com o estudo de
COSTA et al. (2010). Para a condição de 3875 rpm, 60 Nm existe um decréscimo dos
valores de NOx quando usando H0 e H30, quando comparados com H50, H80 e H100.
Os avanços obtidos para a gasolina (H0) e o H30 foram limitados pela detonação,
levando a menores temperaturas na câmara de combustão, o que explica esse
comportamento. Níveis mais elevados de adição de etanol, acima do H50, não
apresentaram valores de NOx mais elevados. Para a condição de 105 Nm, quando
adicionando etanol na condição de 4500 rpm (rotação elevada), os valores de NOx
aumentaram em comparação com a gasolina, como mostrado por COSTA et al. (2010).
Para a rotação de 3875 rpm, não existe uma mudança significativa nos níveis de NOx
com a adição de etanol. Para a rotação de 2250 rpm, o etanol hidratado 100%
apresentou valores mais elevados de NOX do que a gasolina (H0). Os combustíveis
H30 e H50 apresentaram valores similares e mais elevados do que o H100 e o H80
mostrando que, apesar das variações encontradas, a adição de etanol para baixas
velocidades (menores que 2500 rpm) pode reduzir o NOx, como observado para o
torque 60 Nm e conforme publicado por COSTA et al. (2010).
152
- Hidrocarbonetos, Aldeídos e etanol não queimado: Devido ao maior conteúdo
de oxigênio do etanol, com a adição desse combustível à gasolina, há um decréscimo
das emissões de THC e um aumento significativo das emissões de etanol não
queimado e aldeídos (acetaldeído e formaldeído). Usando o equipamento FTIR foi
possível se medir esses poluentes de forma separada e sem a interferência de
compostos oxigenados do escapamento, evitando os problemas de interferência que
podem ser encontrados com o analisador do tipo FID (Detector por Ionização de
Chama), conforme trabalhos de SANDSTROEM-DAHL et al. (2010) e WALLNER et al.
(2010). Também cabe ressaltar que o equipamento FTIR realiza a medição em tempo
real em comparação com a técnica de cromatografia líquida do tipo HPLC (High
Performance Liquid Chromatograph), usada para a medição de aldeídos, e com a
cromatografia gasosa, usada para a medição de etanol não queimado, ambas técnicas
que requerem muito tempo de preparação de amostras e de análises em um
laboratório químico.
Com relação à simulação, a partir da experiência do trabalho de MELO (2007),
foi utilizado um valor em torno de 1 para o parâmetro m da equação de Wiebe, sendo o
ajuste do parâmetro a feito de forma empírica. A adição de etanol proporcionou de
forma geral um aumento do parâmetro a até a simulação do combustível H80. O etanol
hidratado 100% apresentou um valor de a menor do o valor usado para o combustível
H80. Os valores de pressão máxima e IMEP para ambos os torques tiveram diferenças
máximas menores que 5% em relação aos valores experimentais. Os perfis das curvas
de pressão simuladas para ambos os torques apresentaram valores muito próximos
dos valores experimentais.
Após as simulações das curvas de pressão foram feitos ajustes no modelo de
emissões para a simulação de CO, NOx e THC. Para a calibração do modelo de
simulação de hidrocarbonetos foi considerado como valor de referência experimental a
soma do valor de hidrocarbonetos com o valor de etanol não queimado. Apenas o
parâmetro de pós-oxidação foi suficiente para os ajustes das emissões de THC e NOx,
que foram ajustados de forma empírica para cada um dos combustíveis. Para os
ajustes do CO foi utilizado o parâmetro que corrige a taxa de formação do poluente.
Com base nos resultados de simulação das condições de 60 Nm e 105 Nm para
a rotação de 3875 rpm, pode ser verificado que:
- Os parâmetros de emissões que foram ajustados inicialmente para a gasolina, de
forma geral, não foram adequados para os outros combustíveis com maior teor de
etanol, proporcionando erros de simulação maiores que 5% para todos os poluentes. A
153
exceção foi o poluente NOx para o uso de até 50% de etanol hidratado (H50), em que
foram obtidos erros menores que 5%. Para os combustíveis H80 e H100 o NOx
apresentou erros maiores do que 30% em relação aos valores experimentais. Esse fato
mostra a dificuldade desse modelo ter um caráter preditivo quando do uso de
diferentes percentuais de etanol adicionados à gasolina.
- Os ajustes dos parâmetros de emissões específicos para cada combustível permitiu,
de forma geral, erros de simulação menores que 5% para o HCENQ (Hidrocarbonetos
somados ao etanol não queimado) e para o NOx. Com relação ao CO, na condição de
60 Nm, apenas com o uso de H100 não foi possível a obtenção de resultados com
erros menores que 5%. Entretanto, nas simulações de torque 105 Nm, para o poluente
CO, apenas o combustível H0 permitiu ajustes com erros de simulação menores que
5%, o que mostra uma limitação do modelo para o uso de elevados percentuais de
etanol para a simulação da formação de monóxido de carbono.
- A razão ar-combustível e a duração total da curva de Wiebe foram os dois
parâmetros de entrada com maiores influências na variação dos parâmetros de saída
(curva de pressão e emissões), conforme estudo de sensibilidade feito no trabalho.
- Novos mecanismos de cinética química devem ser estudados para a formação de
hidrocarbonetos e de etanol não queimado, uma vez que as simulações mostraram
que os resultados foram superestimados pelo modelo com necessidade de correção
pelo parâmetro de ajuste de pós-oxidação do programa.
- O uso de modelos de cálculo da emissão de aldeídos, como o proposto por COSTA
(2007), validados experimentalmente com os dados dessa tese, podem ser importantes
para o estudo das emissões de motores FLEX, em especial na partida a frio desses
veículos.
154
5.2 Contribuição da Tese de Doutorado
Dentre as contribuições dessa tese de doutorado se destacam:
• Disponibilização de dados detalhados de análises físico-químicas de diferentes
misturas de gasolina e etanol hidratado que, por não serem de fácil acesso a várias
empresas e universidades, poderão possibilitar uma maior precisão na calibração de
motores FLEX ou nas simulações computacionais que envolvam trabalhos com
misturas de gasolina e etanol hidratado.
• Análise experimental e disponibilização de parâmetros de desempenho, de
combustão e de emissões para diferentes misturas de etanol hidratado na gasolina.
Esses resultados podem contribuir para estudos de eficiência global e de redução de
emissões em veículos FLEX, incluindo possibilidade de validação de novos modelos
computacionais para esses veículos.
• Resultados experimentais da emissão de hidrocarbonetos, aldeídos e etanol não
queimado por técnica de espectroscopia no infravermelho com transformada de Fourier
(FTIR), representando uma evolução dos resultados reportados na literatura que usam
o método FID. Esses resultados poderão ser usados para calibrar modelos de etanol
não queimado e de aldeídos ainda em fase de desenvolvimento no país.
• Análise da combustão e da eficiência global do motor FLEX operando com
diferentes misturas de etanol hidratado e em várias condições de operação, que
poderão aprofundar discussões sobre a eficiência do motor FLEX que precisa ser
aprimorada.
• Simulação do motor FLEX com estudo de verificação dos limites de aplicação da
equação de Wiebe duas zonas como ferramenta para uso em modelagem quasi-
dimensional acoplada a modelos de cinética-química para simulação de emissões de
diferentes misturas de etanol hidratado à gasolina. Os resultados mostraram que há a
necessidade principalmente para as emissões de monóxido de carbono, de se
pesquisar aprimoramentos nos modelos de cinética química para considerar os efeitos
da adição de etanol à gasolina.
155
5.3 Trabalhos Futuros
Após a conclusão da análise experimental e das simulações dessa tese foi
possível se visualizar propostas de trabalhos futuros que podem contribuir para a
continuidade das pesquisas realizadas em motores FLEX, como a seguir:
− Realização de ensaios experimentais adicionais com a adição de etanol hidratado
com percentuais entre 0 e 30% (v/v) na gasolina de forma a se estudar em maiores
detalhes o desempenho e as emissões desses combustíveis, uma vez que houve uma
diferença de desempenho significativa entre o uso do H0 e do H30.
− Elaboração de um modelo computacional de emissões para hidrocarbonetos, etanol
não queimado e aldeídos a ser validado com os dados experimentais disponibilizados
nesse trabalho, o que seria considerado uma contribuição importante para os estudos
de motores FLEX.
− Aprofundar os estudos sobre formação de NOx em função da ocorrência de
detonação e de adição de etanol, tema importante para o melhor entendimento dos
motores FLEX. Devem ser inseridas outras misturas de combustíveis nesse estudo.
− Estudar modificações nos mecanismos de cinética química conhecidos na literatura
para o NOx e para o CO de forma a se diminuir a necessidade de ajustes adicionais
com a adição de etanol hidratado.
− Realizar simulações com o programa BOOST usando o modelo de propagação de
chama (fractal) e ver as limitações com o uso de misturas de etanol na gasolina.
− Realizar acoplamento do programa BOOST com o programa CHEMKIN para
aprimoramento dos mecanismos de cinética química usados no trabalho.
156
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172
Primeiramente é aplicado um filtro passa alta freqüência ao sinal da curva de
pressão do cilindro do motor, de modo que somente o ruído de alta freqüência
permaneça. No caso de uma curva de pressão sem detonação, o sinal quase não tem
energia, mas do contrário percebe-se uma grande oscilação no valor de pressão. A
Fig. I.1 mostra uma curva de pressão com ocorrência de detonação e a Figura I.2
mostra a curva de pressão e o sinal de saída do filtro passa alta frequência.
Figura I.1- Curva de pressão com ocorrência de detonação
Figura I.2 – Curva de Pressão e sinal de saída do filtro passa alta
A etapa seguinte consiste em normalizar o sinal, eliminando a parte com sinal
negativo. A parte negativa é rebatida, pela elevação ao quadrado do valor do sinal.
Com isso obtém-se também uma grandeza de energia e não mais de amplitude de
173
detonação, assim como ocorre com a energia cinética em relação à velocidade ou a
energia potencial elástica em relação à amplitude do deslocamento da mola (Fig. I.3).
Figura I.3 – Curva de Pressão e sinal do filtro normalizado
O sinal de amplitude ou energia é integrado no tempo, ou seja, é determinada a
área sob a curva. Ao final desta operação tem-se um valor numérico para o ruído de
alta freqüência ocorrido na combustão de um ciclo individual. Para saber se houve um
evento de detonação no ciclo em questão é necessário compará-lo com os outros.
O valor da integral do quadrado da curva de alta freqüência é comparado com a
média dos últimos 100 ciclos. Se este valor for superior a, por exemplo, duas vezes a
média, então houve uma grande quantidade de energia na alta freqüência e é
determinado que houve um evento de detonação. O valor de energia permite
quantificar a intensidade da detonação em relação à média.
A Tab. I.1 mostra os ciclos 9 e 13 que apresentaram um valor da integral muito
acima do valor médio, indicando que ocorreu um evento de detonação. A freqüência de
detonação é de 2/13 ou 15,4% neste exemplo.
174
Tabela I.1 – Ciclo e valor da integral da curva do sinal de saída do filtro.
Ciclo Valor da integral
1 0,86528
2 0,39649
3 0,44901
4 0,77041
5 0,43139
6 0,11343
7 0,12061
8 0,00387
9 3,21913
10 0,66058
11 0,31848
12 0,00595
13 2,80696
Conforme o motor opera, e os ciclos vão ocorrendo, é possível ainda determinar
a freqüência de detonação, isto é, qual o percentual de ciclos que apresentam um
evento de detonação. Esse valor percentual é de grande importância no momento do
mapeamento de motores. A energia de um ciclo individual varia com grande amplitude,
mas a freqüência de detonação costuma apresentar um valor mais estável.
Após esse procedimento pode-se definir que o ponto aceitável para o
mapeamento de um motor é o valor de 5% de freqüência de detonação. Através desse
procedimento, o mapeamento de diferentes combustíveis torna-se objetivo e
matemático, ao invés de depender do ouvido de operadores. Dois operadores tomarão
a mesma decisão quanto ao avanço ideal, uma vez que utilizam uma ferramenta que já
os informa qual o limite de detonação aceitável.
O resultado final é um sistema que aumenta a precisão na avaliação de
desempenho entre diferentes combustíveis. Além disso, ganha-se em repetitividade e
se diminui a dispersão, o que permite, através de análises estatísticas, determinar
diferenças de desempenho cada vez mais sutis entre dois produtos, por exemplo.
176
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ênci
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3875
3875
3875
191
DETERMINAÇÃO DO PERFIL DE LEVANTAMENTO DAS VÁLVULAS DE
ADMISSÃO E ESCAPE DE MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA UTI LIZANDO
ALINHADOR A LASER
Devido à necessidade de se obter, com o máximo de precisão, as distâncias de
levantamento das válvulas de admissão e escape do motor, associadas aos perfis dos
cames do eixo de comando de válvulas, foi desenvolvida e implantada metodologia de
medição, utilizando um relógio comparador digital e um inclinômetro digital de
alinhador a laser. O relógio comparador utilizado possui resolução de 0,001mm. O
inclinômetro digital, com resolução de 1º, foi instalado no cabeçote do motor por uma
peça projetada, cujo detalhamento de montagem encontra-se na Figura IV.4.
Primeiramente, retirou-se a polia e fixou-se na extremidade do eixo de cames a peça
projetada, onde se instalou o inclinômetro digital. Em seguida foi fixado o relógio
comparador na estrutura do cabeçote. Ajustaram-se o eixo, o relógio e o alinhador a
laser no ponto identificado como “zero”, correspondente à válvula totalmente fechada.
A partir daí, gira-se o eixo de cames interrompendo o movimento e fazendo a leitura do
levantamento da válvula no relógio a cada intervalo angular de 1º, até completar uma
volta (360º). O alinhador a laser garante que as leituras sejam realizadas exatamente
no ângulo ajustado. Após a realização das leituras de levantamento das válvulas em
função do ângulo do eixo de cames, é feita a correlação para o ângulo de eixo do
virabrequim e os diferentes tempos do motor.
A Fig. IV.4 apresenta uma foto do cabeçote do motor FIAT Tetrafuel e dos
equipamentos usados para medição do perfil de levantamentos das válvulas. As Tabs.
IV.1, IV.2, IV.3 e IV.4 e IV.5 apresentam os dados do curso de válvula em função do
ângulo de eixo do virabrequim (θ) do gráfico da Fig. IV.5.
192
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7,65
8
7,58
7
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7,24
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Tab
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500
502
504
506
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197
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0,97
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9,68