2 - Ciclos Funcionamento Do Motor Rev JMC 29.10.2012

Motores Alternativos

CICLOS DE FUNCIONAMENTO DO MOTOR - Resumos Página 1

INSTITUTO SUPERIOR DE ENGENHARIA DE LISBOA

ÁREA DEPARTAMENTAL DE ENGENHARIA MECÂNICA

CICLOS DE FUNCIONAMENTO

DE MOTORES ALTERNATIVOS

ELABORADO POR

ENG. MANUEL MARTINS

Reprodução proibida



ÍNDICE

0. Notas Introdutórias .......................................................................................... 3

1. Conceitos elementares sobre motores ................................................................. 4

1.1. Taxa de Compressão (Relação) .............................................................. 4

2. Ciclos de funcionamento ................................................................................ 5

2.1. Ciclo Otto Teórico .................................................................................... 5

2.2. Ciclo Diesel Teórico ................................................................................. 9

2.3. Ciclo Misto ou de Sabathé ..................................................................... 10

2.4. Comparação entre os três ciclos teóricos .............................................. 11

2.5. Pressão média de um ciclo .................................................................... 13

3. Ciclos práticos ou reais ................................................................................ 14

3.1. Notas introdutoras ................................................................................. 14

3.2. Ciclos indicados ..................................................................................... 19

3.3. Comparação entre o ciclo Otto Teórico e Real ...................................... 21

3.4. Comparação entre o ciclo Diesel Teórico e Real ................................... 24

3.5. Análise do diagrama indicado ................................................................ 26

3.6. Diagrama das pressões em função do deslocamento angular da cambota para motores a 4 tempos ............................................................... 30

3.7. Diagrama das pressões em função do deslocamento angular da cambota para motores a 2 tempos ............................................................... 32

4. Fluidos de trabalho dos motores .................................................................. 34

4.1. Notas introdutórias ................................................................................. 34

4.2. Fluidos de trabalho ................................................................................ 36

4.3. Ar atmosférico necessário à combustão relação estequiométrica ......... 37

4.4. Calor desenvolvido na combustão ......................................................... 40

4.5. Formação da mistura Ar/Combustível.................................................... 41

4.5.1. Preparação da mistura ar combustível ............................................ 44

4.5.1.1. Motores do ciclo Otto ................................................................ 44

4.5.1.2. Mistura estequiométrica: ........................................................... 44

4.5.1.3. Tipos de misturas Ar/Combustível ............................................ 45

4.5.1.4. Mistura Rica .............................................................................. 46

4.5.1.5. Mistura Pobre ........................................................................... 46

4.5.1.6. Performance de um Motor do Ciclo Otto em Função da Mistura .............................................................................................................. 47

4.5.1.7. Temperatura da Câmara em Função da Mistura ...................... 48

4.6. Vaporização da Mistura ......................................................................... 49

5. Sonda Lambda ............................................................................................. 50

5.1. O que faz um sensor do oxigénio? ........................................................ 51

5.2. Relação estequiométrica ....................................................................... 51

6. Bibliografia .................................................................................................... 51



0. Notas Introdutórias

Após termos aprendido os princípios respeitantes à descrição mecânica dos

motores, vamos de uma forma um pouco mais aprofundada esclarecer alguns conceitos

fundamentais ao estudo dos seus parâmetros de funcionamento.

Como sabemos no interior de um motor de combustão interna, o fluido

operante, é submetido a uma série de transformações químicas e físicas

(compressão, expansão, combustão, trocas de calor, atritos, etc.)

O que realmente se passa no interior de um motor e que constitui o seu ciclo real de

funcionamento pode ser medido através de equipamento apropriado (e.g.

sensores de pressão e de posição da cambota), designado por indicador.

Estes aparelhos fornecem-nos o diagrama indicado, ou diagrama real do motor, e cuja

área representa o trabalho real realizado pelo motor.

Para aproximarmos os ciclos teóricos, baseados nos princípios da termodinâmica,

dos ciclos reais dos nossos motores, recorremos a modelos aproximados, que

designaremos por ciclo ideal, ciclo de ar e ciclo ar combustível.

Ciclo ideal: Neste ciclo consideramos apenas o ar atmosférico como fluido

de circulação que se comporta como um gás perfeito. A relação entre

calores específicos a pressão constante e a volume constante é dada por:

V

P

CC

k =

Os calores específicos são considerados constantes para toda a gama de temperaturas

em que o ciclo se realizar. As fases de introdução e cedência de calor entre o ciclo e o

meio exterior dependem do tipo de ciclo.

Os valores máximos calculados para o ciclo ideal em termos de pressão e

temperatura, são superiores aos valores do ciclo real.

Ciclo de ar : Neste ciclo o fluido operante continua a ser o ar mas difere

no facto de se considerar que os calores específicos variam com a

temperatura. Temos assim necessidade de considerar cálculos mais

complexos, os quais nos vão permitir uma melhor aproximação da

realidade; o rendimento do ciclo e o trabalho desenvolvido serão menores.

Ciclo ar/combustível: Este será o que mais se aproxima do ciclo real. Como

sabemos o fluido de circulação, não é apenas o ar, mas ar e



combustível. No ciclo real temos ainda produtos da combustão anterior,

gases dos respiradores de óleo, gases de recirculação e vapor de água,

dependendo do tipo de motores.

Devido à mistura de vários fluidos, temos assim uma grande variação dos calores

específicos, associada a fenómenos de dissociação ou decomposição química de

moléculas mais ligeiras submetidas a altas temperaturas no interior das câmaras de

combustão.

1. Conceitos elementares sobre motores

Relembremos algumas noções elementares dos motores:

A. Ponto morto superior (P.M.S.) B. Ponto morto inferior (P.M.I.) C. Curso do êmbolo a meia rotação da cambota D. Diâmetro do cilindro

No desenho a área a vermelho representa o volume de compressão. A área azul representa o volume desenvolvido pelo cilindro, ou seja a cilindrada

Figura 1 - Esquema do cilindro do motor de combustão interna

combustãodecâmarada.volcombustãodecâmarada.volcilindradada.Vol

compressãodelaçãoRe+=

1.1. Taxa de Compressão (Relação)

Relação matemática que indica quantas vezes a mistura ar/combustível ou

simplesmente o ar aspirado (no caso dos diesel) para dentro dos cilindros pelo

pistão é comprimido dentro da câmara de combustão antes que se inicie o

processo de queima. Assim, um motor a gasolina que tenha especificada uma

taxa de compressão de ( )1:8 , por exemplo, indica que o volume aspirado para

dentro do cilindro foi comprimido oito vezes antes que a faísca da vela iniciasse

a combustão.



Do ponto de vista termodinâmico, a taxa de compressão é directamente

responsável pelo rendimento térmico do motor. Assim, quanto maior a taxa de

compressão, melhor será o aproveitamento energético que o motor estará

fazendo do combustível consumido. Por esse motivo é que os motores diesel

consomem menos que um similar a gasolina: funcionando com taxas de

compressão altíssimas ( )1:17 nos turbo diesel e até ( )1:22 nos diesel aspirados,

geram a mesma potência consumindo menos combustível.

Há limitações físicas e técnicas para a simples ampliação da taxa. No primeiro

caso, ocorre a dificuldade de obtenção de câmaras de combustão minúsculas.

Já o segundo apresenta restrições quanto às propriedades do combustível, i.e.,

técnicas, o quanto cada um “tolera” de compressão antes de se auto - inflamar.

A taxa de compressão corresponde à relação entre:

combustãodecâmarada.volcombustãodecâmarada.volcilindradada.Vol

compressãodelaçãoRe+=

A taxa de compressão é a relação entre o volume total do cilindro quando o

pistão se encontra no ponto morto inferior (2) e o volume da câmara de

combustão quando o pistão se encontra no ponto morto superior (1). À relação

(volume em 2): (volume em 1) dá-se o nome de taxa de compressão

Figura 1A Taxa de compressão

2. Ciclos de funcionamento

2.1. Ciclo Otto Teórico

Como sabemos do parágrafo anterior o rendimento de um ciclo termodinâmico,

tende a expressar a boa aptidão desse ciclo para realizar trabalho, a partir de

uma determinada quantidade de calor fornecida.



Por não ser possível transformar todo o calor em trabalho e haver assim

necessidade de o nosso ciclo trocar calor com duas fontes, a fonte fria e a fonte

quente, o rendimento do nosso ciclo será igual a:

cebidoReCalorCedidoCalorcebidoReCalor

térmicoentodimnRe−=

No conjunto das próximas figuras, tentamos dar uma visão aproximada do que

se passa em termos de troca de calor e troca de trabalho entre o ciclo e o meio

exterior.

Relembramos que as áreas dos diagramas [ ]PV representam trabalho

mecânico e que as áreas dos diagramas [ ]TS (temperatura - entropia)

representam calor.

O trabalho mecânico é representado pela letra [ ]H , e o calor pela letra [ ]Q . No

caso de os diagramas estarem feitos na mesma escala, as áreas serão iguais

em valor absoluto

Designamos por [ ]1Q o calor recebido pelo ciclo, sendo o calor cedido

representado por [ ]2Q . Designaremos por [ ]1W o trabalho realizado pelo ciclo, e

[ ]2W o trabalho realizado sobre o ciclo.

A diferença de áreas entre o trabalho fornecido e o trabalho cedido dá-nos o

trabalho útil realizado pelo ciclo.

21útil WWW −=

No ciclo OTTO teórico temos os seguintes processos termodinâmicos:

Figura 2 - Diagrama PV e TS do ciclo teórico de motores de combustão interna



1-2 – Adiabática (isentrópica) [W2]: Não são efectuadas trocas de calor com o

exterior, durante a compressão do fluido de circulação do ciclo.

2-3 - Isovolumétrica (isocórica) [Q1]: A introdução de calor no ciclo é

considerada instantânea.

3-4 – Adiabática (isentrópica) [W1]: Durante o processo de expansão do

fluido.

4-1 - Isovolumétrica (isocórica) [Q2]: Subtracção instantânea de calor do ciclo.

Na realidade nos motores a 4 tempos a cedência de calor efectua-se no curso

de escape 1-0, e o fluido é introduzido no motor no curso de admissão 0-1, os

quais estão representados no diagrama [PV]. Os seus efeitos de ganho e perda

de trabalho anulam-se neste ciclo teórico, pois não consideramos perdas de

carga.

Como podemos ver na figura 3, a área que representa o trabalho útil será H,

cujo calor correspondente será Q.

A partir dos princípios já defendidos no estudo dos ciclos sabemos ser o

rendimento térmico teórico ou termodinâmico do ciclo:

1

21t Q

QQ −=η

Figura 2 - Diagrama PV e TS do ciclo teórico de motores de combustão interna

Sabendo nós que: ( ) ( )142231TTCQeTTCQ

VV−=−= e

( )1k

2

1

1

2

VV

TT

−

=

( )1k

3

4

4

3

VV

TT

−

=



E através de uma sequência de operações matemáticas chegaríamos à

conclusão que: ( )1k

1

2t V

V1

−

−=η Rendimento Termodinâmico

Será sempre mais fácil relacionar os nossos ciclos com valores o mais próximo

da realidade, pois não o esqueçamos pretendemos sempre chegar ao ciclo real

e, simultaneamente, ao próprio motor.

Assim e reportando-nos ao ponto, onde citamos alguns conceitos base sobre

motores podemos dizer que a relação volumétrica de compressão ou como se

diz na prática a relação de compressão do motor será igual a:

2

1

VV=ρ

Teremos então o nosso rendimento térmico teórico função de variáveis que

estarão mais ligadas ao funcionamento do motor:

( )1k

t

11

−

−=ρ

η

( )Adiabática.Const,ãocompresssde.lReft =η

Aumentando o valor da relação de compressão aumentará o rendimento

termodinâmico.

Diagrama [PV] e [TS] do

ciclo teórico Otto de motores

de combustão interna. A

área de cor azul no

diagrama PV representa

Trabalho, no diagrama TS a

cor de laranja representa o

Calor

Figura 3 - Diagrama [PV] e [TS] do ciclo teórico Otto



Figura 3A - Diagrama PV do ciclo teórico Otto

2.2. Ciclo Diesel Teórico

A maior diferença entre o Ciclo Diesel teórico e o Ciclo Otto teórico reside no

processo de introdução de calor, que aqui será realizado a pressão constante

enquanto no Otto era realizado a volume constante. Assim, por vezes também

se designam, por ciclos a pressão constante e ciclos a volume constante.

Figura 4 - Ciclo Diesel teórico representado nos diagramas PV e TS

Os processos que representam o ciclo são:

1-2 - Compressão Adiabática [W2]: Idêntica ao processo do ciclo do motor

OTTO.

2-3 - Fornecimento de Cal or a Pressão Constante [Q1]

3-4 - Expansão Adiabática [W1]: Trabalho realizado pelo ciclo.

4-1 - Cedência de Calor a Volume Constante [Q2]: Idêntico ao ciclo OTTO

Todas as considerações anteriormente feitas para o ciclo OTTO em relação ao

processo de admissão e escape são válidas para o ciclo DIESEL.



Em relação ao rendimento termodinâmico, será introduzido um novo parâmetro

devido ao processo de fornecimento de calor ao ciclo a pressão constante.

Temos assim:

( )CombustãodeGrau,Adiabática.Const,ocompresssãdelReft =η

Sendo o grau de combustão a relação entre o volume final e o volume inicial do

processo de fornecimento de calor a pressão constante.

=

2

3

VV

C

Tendo em conta as expressões do ciclo OTTO, e sabendo que:

( )23P1 TTCQ −=

O rendimento do ciclo Diesel será: ( ) ( )

−−

−= − 1Ck

1C*

11

k

1kt ρη

Quanto maior for o grau de combustão, menor será o rendimento, e para

igualdade de relação de compressão, o ciclo com melhor rendimento será o

OTTO.

2.3. Ciclo Misto ou de Sabathé

Existem fortes condicionantes, nos ciclos anteriores para os aproximarmos aos

ciclos reais. Uma boa aproximação resulta da definição do ciclo Misto, que

como o próprio nome indica vai agrupar os dois ciclos anteriores.

Existem assim dois processos de fornecimento de calor, um a volume

constante e outro a pressão constante. Todos os outros processos são

idênticos.

1-2 - Compressão Adiabática [W2]

2-3 - Fornecimento de Calor a Volume Constante [Q’1]

3-4 - Fornecimento de Calor a Pressão Constante [Q’’1]

4-5 - Expansão Adiabática [W1]

5-1 - Cedência de Calor a Volume Constante [Q2]

Para calcularmos a expressão do rendimento termodinâmico temos:

ciclopelorecebidoCalorQQQ ''1

'11 ⇒+=

( )23V'1 TTCQ −= ( )34P

''1 TTCQ −= ( )15V2 TTCQ −=



Figura 5 - Ciclo Misto teórico nos diagramas PV e TS

Temos assim o nosso rendimento em função de: ( )E,C,k,ft ρη =

teConsVolumeaCombustãodelaçãoP

PE tanRe

2

3

= teConsessãoaCombustãodelação

V

VC tanPrRe

3

4

=

Para uma mesma relação de compressão o ciclo misto estará entre os dois

ciclos anteriores no tocante ao seu rendimento térmico.

Se aumenta ou diminui a importância de qualquer dos dois processos de

fornecimento de calor ao ciclo, então podemos dizer que ele tenderá para cada

um dos ciclos anteriores.

2.4. Comparação entre os três ciclos teóricos

Para compararmos os três ciclos teóricos teremos de considerar alguns dos

parâmetros de que dependem, como constantes.

No primeiro exemplo que está expresso na figura 6, vamos comparar os ciclos

considerando ser constante para os ciclos Diesel e Sabathé, a relação de

combustão a pressão constante, e veremos como varia o rendimento

termodinâmico com a relação de compressão.

Figura 6 - Comparação entre os 3 ciclos teóricos p/diferentes relações de compressão

(4)

(5)

(4)

(5)

( ) ( )

−+−−

−= −1**1

1**

11

1CEKE

CEK

Kt ρη



Como facilmente se pode analisar pelo gráfico da fig. 6, para igualdade de grau

de compressão o ciclo que terá melhor rendimento termodinâmico, será o ciclo

OTTO.

Infelizmente esta possibilidade não pode ser totalmente explorada, pois como

veremos mais tarde o funcionamento dos motores reais ficará limitado pela

detonação.

Outro processo de comparação poderá ser desenvolvido da seguinte forma:

Vamos considerar os 3 ciclos com a mesma relação de compressão, e sendo

constante a quantidade de calor introduzida como se pode analisar pelos

diagramas [ ]TS da figura 7. Observando os mesmos diagramas concluímos

que para a mesma quantidade de calor introduzida, o ciclo que cede menos

calor é o ciclo OTTO, donde será o que tem maior rendimento termodinâmico.

Outra forma de comparação dos ciclos será considerar constante a quantidade

de calor introduzida no ciclo, bem como a pressão máxima.

Neste caso e pela análise do diagrama [ ]TS da figura 8, o ciclo que terá melhor

rendimento será o ciclo Diesel, mas se analisarmos o diagrama [ ]PV , vemos

que tal será conseguido à custa de uma elevada relação de compressão,

perfeitamente viável nos motores Diesel.

Figura 7 - Comparação dos três ciclos teóricos considerando igualdade de relação de compressão e de quantidade de calor introduzido



Figura 8 - Comparação do Ciclo Diesel com o ciclo Otto para a mesma pressão máxima e igualdade de calor introduzido

2.5. Pressão média de um ciclo

Um importante valor para a análise de um ciclo é a sua pressão média. Como

sabemos a pressão varia constantemente ao longo de um ciclo, e para

podermos realizar alguns cálculos será bastante útil encontrarmos ou

definirmos um valor médio. Devemos no entanto acentuar que o valor médio

definido apenas será válido para um determinado regime de rotação. Se num

gráfico [ ]PV , e sobreposto ao diagrama indicado traçarmos um rectângulo,

tendo como lados o volume desenvolvido pelo êmbolo entre o ponto morto

superior e o ponto morto inferior, e um dado valor de pressão, diremos que este

último será designado por pressão média, se a área do rectângulo for igual à

área do diagrama [ ]PV , que significa, como sabemos, o trabalho útil realizado

pelo ciclo termodinâmico.

Figura 9 - Pressão média do ciclo



O conceito de pressão média aplica-se não só a ciclos termodinâmicos

teóricos, mas aos ciclos reais, servindo bastantes vezes de comparação entre

motores, permitindo ver a utilização optimizada de uma dada cilindrada em

diferentes motores.

Devemos finalmente referir, que nos ciclos reais não temos processos

adiabáticos, mas sim aproximadamente politrópicos, pelo que a constante

adiabática será substituída pela constante politrópica [ ]n , que tem valores

diferentes para o processo de compressão e para o de expansão.

3. Ciclos práticos ou reais

3.1. Notas introdutoras

Ao começarmos a estudar os ciclos práticos, convém relembrar as noções

base do ciclo operativo de qualquer motor de combustão interna a 4 e a 2

tempos, para em seguida tentarmos situar o nosso estudo dos ciclos num plano

o mais real possível.

O ciclo operativo é como o entendemos uma sucessão de processos que tem

como finalidade, introduzir, trabalhar e extrair uma mistura de fluidos,

(normalmente ar e combustível), numa máquina chamada motor de combustão

interna. Da acção sobre os fluidos vamos obter uma transformação energética

de calor em trabalho mecânico.

As diferentes formas de realizar o ciclo operativo, mantendo na essência a

finalidade do motor de transformar calor em trabalho, irão condicionar os

diferentes tipos de motores, designados por motores a 2 e 4 tempos, com

inflamação por faísca ou por compressão.

Vamos então aproveitar em todos os motores, a energia proveniente da

combustão de um combustível numa massa de ar, encerrados numa câmara

de combustão, para fazer deslocar um êmbolo em movimento rectilíneo, que

através de um sistema biela manivela será transformada em movimento

circular, e assim retirado do motor por intermédio de um vulgar acoplamento de

veios.

Portanto, para introduzir os fluidos no interior do motor, teremos de os fazer

movimentar, ou sob pressão, ou em depressão. Para motores chamados de 4

tempos, (cada tempo será correspondente ao movimento do êmbolo entre

pontos mortos, ou 180º de rotação do veio motor – ver parágrafo 1.1), diremos



que estamos perante um motor de aspiração natural ou motor atmosférico, se

pela própria acção do êmbolo ao deslocar-se do [ ]PMIPMS ..⇒ , for criada no

interior do motor uma depressão, que permita a entrada de fluidos operantes.

Caso coloquemos um compressor na entrada do motor, para movimentar o ar

sob pressão para o seu interior, estamos perante um motor sobrealimentado.

Efectivamente se para os motores de 4 tempos, temos possibilidade de opção,

pois o próprio êmbolo trabalhará como bomba de vácuo, nos motores a dois

tempos, teremos forçosamente de os sobrealimentar, pois os únicos dois

percursos do êmbolo não nos permitem, ter disponibilidade para a aspiração

natural do motor.

Será então o processo de admissão, o qual durará para os motores a 4

tempos, 180º de rotação da cambota, e durante o qual iremos introduzir para

dentro do motor, uma mistura gasosa ou gás e líquido, em motores OTTO, e

apenas ar para o caso dos motores que funcionam segundo o ciclo DIESEL.

Como valores usuais para a pressão na aspiração de motores temos, em

motores OTTO, aspiração natural, muito junto à pressão atmosférica, e

sobrealimentados, podemos ir até 1,8bar. Para os motores DIESEL, em termos

de aspiração natural rondamos os mesmos valores, mas podemos ir mais além

em motores sobrealimentados, indo aos 2,5 e 3 bar.

Torna-se depois necessário colocar a mistura ar/combustível, ou apenas o ar

em condições para que na sequência do ciclo operativo, possa ocorrer um

processo de combustão com chama.

Para tal será necessário aquecer o fluido operante. Ora como sabemos existem

duas formas básicas para aquecer um fluido, ou fornecendo-lhe calor em

contacto com uma fonte quente, ou comprimindo-o.

Nos nossos motores vamos comprimir e agitar os fluidos para os colocar em

condições para o processo de combustão.

Se estivermos perante um motor de inflamação por faísca, vamos comprimir a

massa gasosa até um determinado valor, ideal, para que quando em

determinado momento, num órgão situado no interior da câmara e chamado de

vela de ignição, ao acontecer uma faísca, se dê início ao processo de

combustão com chama da mistura previamente trabalhada.

No caso de um motor de inflamação por compressão a acção passar-se-á de

diferente forma, mas temos também de “maquinar” o ar, aquecendo-o e



agitando-o para que quando no final do processo de compressão, ao introduzir

no interior do motor o combustível sob pressão este se auto-inflame em

contacto com o ar fortemente aquecido e após encontrar a quantidade de ar

necessário para a sua combustão.

Figura 10 Esquema de funcionamento de um motor 4 tempos2

Temos assim o processo de compressão, que nos motores a 4 tempos ocupará

a deslocação do êmbolo entre o [ ]PMSPMI ..⇒ , e em motores a dois tempos,

parte deste percurso, já que algum tempo terá de ser gasto na lavagem do

motor.

Como valores actuais, para pressões de compressão, temos em motores

OTTO, valores médios de [ ]bara .14..12 , e em motores Diesel, podemos ir até

aos 60 bar. Para a introdução do combustível sob pressão em motores Diesel,

já ultrapassamos em alguns casos os [ ]bar.1000 .

Acontecerá em seguida a combustão, de uma das formas anteriormente

apontadas, e vamos então aproveitar a energia dos produtos da combustão

para deslocar o êmbolo do seu [ ]PMIPMS ..⇒ , realizando o processo de

expansão e produzindo trabalho mecânico.

Os valores a que chegamos no interior do motor são verdadeiramente notáveis,

pois implicam uma sofisticada tecnologia de materiais e um controlo de

processo bem optimizados, uma vez que rondamos os [ ]K2000 e em alguns

motores pressões acima dos 120 bar.

Após a queima e o aproveitamento dos gases, haverá necessidade de os

remover do interior do motor para introduzir nova carga fresca. Realizamos

assim o processo de escape ou evacuação, do motor, o qual apresenta em



todos os motores a quatro tempos características semelhantes. Neste processo

o êmbolo desloca-se do [ ]PMSPMI ..⇒ .

Figura 10A - Fases do ciclo de 4 tempos

Para o caso dos motores a dois tempos teremos de realizar o processo de

escape com a ajuda do ar de admissão que entra sob pressão no motor,

realizando-se assim o processo de lavagem.

O motor a dois tempos recebe esse nome porque seu ciclo é constituído por

apenas dois tempos, conforme veremos no item seguinte. Mecanicamente é

bastante simples e possui poucas peças móveis. O próprio pistão funciona

como válvula deslizante, abrindo e fechando janelas, por onde a mistura é

admitida e os gases queimados são expulsos.

Figura 11 - Fases do ciclo a 2 tempos com janelas de escape e de admissão

1. Primeiro Tempo: Admitindo que o motor já esteja em funcionamento, o

pistão sobe comprimindo a mistura no cilindro e produzindo uma rarefacção

(depressão) no cárter. Aproximando-se do ponto morto superior, dá-se a



ignição e a combustão da mistura. Ao mesmo tempo, dá-se a admissão da

mistura nova no cárter, devido à rarefacção que se formou durante a subida do

pistão

Figura 12 – 1º tempo ciclo a 2 tempos 2. Segundo Tempo: Neste tempo, os gases da combustão expandem-se,

fazendo o pistão descer, comprimindo a mistura no cárter. Aproximando-se do

ponto morto inferior, o pistão abre a janela de exaustão, permitindo a saída dos

gases queimados. A seguir abre-se a janela de transferência, e a mistura

comprimida no cárter invade o cilindro, expulsando os gases queimados.

Figura 13 – 2º tempo ciclo a 2 tempos

Nota: Durante o ciclo de dois tempos ocorrem também seis fases como no

motor a quatro tempos, das quais quatro (admissão, compressão, ignição e

combustão) ocorrem no primeiro tempo e duas (expansão e exaustão) no

segundo tempo.

Vantagens e desvantagens : O motor a dois tempos é mais simples, mais leve

e mais potente que o motor a quatro tempos, porque produz um tempo motor



em cada volta da cambota. Além disso, o seu custo é menor, sendo por isso

muito utilizado em aviões ultra-leves.

Contudo, não é usado nos aviões em geral, devido às seguintes desvantagens:

É pouco económico, porque uma parte da mistura admitida no cilindro

escapa-se juntamente com os gases queimados;

Após o escape, uma parte dos gases queimados permanece no cilindro,

contaminando a mistura nova admitida;

O motor a dois tempos aquece mais, porque as combustões ocorrem

com maior frequência;

A lubrificação é imperfeita, porque é preciso fazê-la através do óleo

diluído no combustível;

O motor é menos flexível do que o de quatro tempos, isto é, a sua

eficiência diminui mais acentuadamente quando variam as condições de

rotação, altitude, temperatura.

3.2. Ciclos indicados

Como já referimos anteriormente o ciclo indicado expressa-nos as condições

de funcionamento do motor. Para o obtermos servimo-nos de aparelhos

chamados indicadores, existindo os do tipo mecânico e electrónico.

Figura 14 - Indicador mecânico, para obtenção do diagrama [ ]PV

Nem sempre é simples a obtenção do diagrama indicado. Podemos também

calculá-lo aproximadamente, mas para um valor mais correcto teremos de

medi-lo utilizando sensores de pressão.

Estes sensores são transdutores Piezoeléctricos, com uma grande precisão de

medição, enviando um sinal eléctrico que será amplificado num andar próprio,



e em seguida sendo devidamente sincronizado com a rotação e a posição da

cambota do motor, poderá ser enviado para a memória de um processador,

sendo o ciclo indicado imediatamente observado, num osciloscópio, ou numa

impressora.

Figura 15 - Transdutores piezoeléctricos

Na figura 16, apresenta-se dois diagramas típicos para motores OTTO e

DIESEL, de igual cilindrada, sobrepondo-se os mesmos para facilidade de

comparação. O eixo das pressões para o ciclo DIESEL vem desviado do ciclo

OTTO, pois as relações volumétricas de compressão são diferentes, e

situamos a cilindrada no mesmo espaço.

O volume da câmara é representado por [ ]CV e o volume da cilindrada por [ ]PV .

Como se pode ver o motor que tem maior relação de compressão é o DIESEL,

pois para a mesma cilindrada tem a câmara mais pequena.

Figura 16 - Comparação entre ciclos reais OTTO e DIESEL

A superfície 1-2-6-1’-1 representa o trabalho de bombagem realizado pelo

motor para a admissão e o escape dos gases. Pretende-se evidentemente que

ela seja a mais pequena possível, pois como vimos nos ciclos teóricos, não

existia.

A área 2-3-4-5-6-2 representa o trabalho útil realizado pelo ciclo. Se quisermos

relacionar a área do diagrama teórico com a área do diagrama real, e dividindo

a segunda pela primeira, obtendo assim o rendimento indicado do ciclo.



3.3. Comparação entre o ciclo Otto Teórico e Real

Existem acentuadas diferenças entre os dois ciclos as quais podemos dividir

em dois grupos, quanto à forma do diagrama e quanto às diferenças entre os

valores da pressão e temperatura máxima.

QUANTO À FORMA:

a) Perdas de calor: Apesar de serem nulas no ciclo teórico, elas são na

realidade grandes ao longo de todas as transformações do ciclo real. Como o

cilindro está refrigerado para que os materiais suportem o calor desenvolvido

no interior do cilindro, as linhas que representam a expansão e a compressão

não são adiabáticas, mas sim politrópicas, sendo o expoente que define a

curva não o [ ]k , mas o [ ]n .

Se o fluido tem uma perda de calor, [ ]kn > , se pelo contrário aquece temos

[ ]kn < . Existe assim uma área perdida representada por A na figura 17.

Figura 17 - Comparação entre ciclo teórico e indicado OTTO

Figura 18 - Diagrama [ ]PV comparativo entre o ciclo padrão de Otto e o ciclo

real



Para minimizar as perdas de calor e, como iremos ver, melhorar os consumos

de combustível, estão neste momento em ensaios, protótipos de motores com

forte implantação de componentes cerâmicos.

A cerâmica, que tem como uma das suas principais características a

resistência às solicitações térmicas permite, numa primeira fase, uma redução

de 15% nas perdas de calor de um motor que funciona segundo o ciclo

DIESEL. O motor será do tipo adiabático e não tem sistema de refrigeração,

nem de lubrificação.

Encontra-se em fase de projecto um motor DIESEL com cilindros de estrutura

cerâmica, êmbolos de cerâmica sem segmentos, cabeça de cerâmica e

rolamentos de roletes cerâmicos. Este motor não necessita de refrigerante,

nem lubrificante, será turbo comprimido, e as perdas serão reduzidas a 60%,

tendo apenas um senão - o seu elevado preço.

Os motores Diesel têm os mesmos problemas que os motores OTTO, no que

diz respeito às trocas de calor.

b) Combustão não instantânea: No ciclo teórico supomos que a combustão

se realiza a volume constante, para tal ser possível teria de ser instantânea. Os

processos instantâneos não existem e portanto num ciclo real eles iriam durar

um certo tempo. Se o saltar da faísca na vela se produzisse exactamente no

[ ]PMS , a combustão dar-se-ia principalmente no percurso de descida do

êmbolo e assim a pressão máxima do ciclo seria bastante baixa, em relação ao

ciclo teórico. Como tal em praticamente todos os motores OTTO o sistema de

ignição fará saltar a faísca nas velas antes do [ ]PMS , portanto com um certo

“avanço”. Este avanço terá como resultado termos no diagrama [ ]PV uma linha

curva na zona de proximidade do [ ]PMS . A área perdida com esta acção será

representada por [B].

c) Abertura da válvula de escape: Suponhamos de igual forma que no ciclo

teórico a cedência de calor para o exterior seria instantânea e realizava-se no

[ ]PMI . Efectivamente e pelos motivos já apontados ela demora um certo

tempo, assim a válvula de escape terá de se abrir com uma certa

antecedência, para dar tempo a que parte dos gases saiam antes do êmbolo



atingir o [ ]PMI , de forma a que a pressão baixe bastante para que quando do

começo do processo de escape o seu valor não exerça uma contra pressão

demasiada sobre o êmbolo dando origem a uma grande área de bombagem do

ciclo real.

A área perdida representada pela letra [C], é com certeza bastante menor do

que a que perderíamos se abríssemos a válvula de escape do motor no [ ]PMI .

Valores de Pressão e Temperatura Máximas :

a) Aumento dos calores específicos com a temperatur a: Como sabemos o

calor específico a pressão e volume constante aumenta com o aumento de

temperatura, mantendo no entanto a sua diferença constante:

RCC)1 VP =− 4,1CC

k)2V

P ==

Assim com o aumento da temperatura diminui o valor de [ ]k , e os valores das

pressões e temperaturas serão sempre inferiores aos que obtínhamos se os

calores específicos permanecessem constantes.

b) Dissociação na combustão: Durante o processo de combustão os motores

libertam essencialmente [ ]OHeCO 22 , podendo também libertar entre outros

[ ]2OeH,CO . A dissociação química destes produtos será uma reacção que

absorve calor, limitando a máxima temperatura interior alcançada no ciclo real.

No entanto como a temperatura diminui durante a expansão, temos um

abrandamento deste tipo de reacções que acontecem a alta temperatura e

como tal um certo ganho de área de trabalho no diagrama real.

Falta apenas referenciar o trabalho perdido por bombagem, que está

representado no diagrama pela letra [D], resultante da energia necessária para

encher e vazar o motor, vencendo os atritos mecânicos e a força dos gases de

escape.

Em ciclos sobrealimentados, não temos como veremos mais tarde perdas de

bombagem, pois a pressão de admissão é superior à de bombagem.



3.4. Comparação entre o ciclo Diesel Teórico e Real

O que anteriormente foi dito para o ciclo OTTO será válido em grande parte

para o ciclo DIESEL. Sublinhamos, no entanto, algumas diferenças no tocante

às perdas por dissociação e por bombagem, bem como tudo o que disser

respeito à combustão a pressão constante.

Figura 19 - Comparação entre ciclo Diesel teórico e Real

Figura 19A - Comparação entre ciclo Diesel teórico e Real

Figura 19B - Comparação entre ciclo Diesel teórico e Real



Figura 19C - Comparação entre ciclo Diesel teórico e Real

a) Combustão a pressão constante: Na prática, a combustão ocorre em

condições tais que a pressão varia durante o processo, enquanto que no ciclo

teórico permanece constante.

Na verdade, uma parte da combustão ocorre a volume constante, apenas no

caso dos motores muito lentos ocorre uma melhor concordância com o ciclo

teórico.

A combustão a pressão constante será assim substituída por um processo com

variação de pressão como se pode ver na figura 19, com a consequente perda

de área de trabalho.

C

Figura 19D - Comparação entre ciclo Diesel teórico e real

b) Dissociação dos produtos da combustão: Os problemas de dissociação

são menores em motores DIESEL, pois como trabalham sempre com excesso

de ar, as temperaturas máximas tendem a ser inferiores e como tal o fenómeno

de dissociação perde importância.



c) Perdas por bombagem: Por haver menos estrangulamento na admissão

dos motores Diesel em relação aos motores a gasolina, temos as perdas de

bombagem inferiores, principalmente no processo de admissão de ar para

dentro do motor.

Figura 20 – Perdas por bombagem

Figura 21 - Diferença entre motores Diesel lentos e rápidos

3.5. Análise do diagrama indicado

Já ficou bem definida anteriormente a importância deste diagrama, vamos

tentar neste parágrafo, explicitar algumas das suas mais importantes

particularidades.

Pela medida da área do diagrama, podemos obter a pressão média indicada.

Sabendo a cilindrada do motor, o número de cursos úteis na unidade de tempo,

podemos calcular a potência indicada, para um determinado regime de rotação.

A potência indicada será igual à soma da potência efectiva obtida no freio de

potência com a potência absorvida para vencer os atritos internos do motor.

atritoporPerdasefectivaPotênciaindicadaPotência +=

Vejamos de seguida algumas particularidades do diagrama devido a órgãos

dos motores.

No caso do motor a gasolina, necessitamos de estrangular a admissão para

regular a quantidade de ar/combustível que entra para o motor.



Tal acção irá diminuir a pressão no colector de admissão obrigando assim a um

esforço maior do motor para captar a mistura para o seu interior

Na figura 22, vemos uma situação de abertura total e outra de abertura parcial

da “borboleta” de admissão. Chamamos aqui a atenção para o efeito de termos

filtros de ar sujos ou desapropriados, que vão corresponder a um maior

estrangulamento.

Figura 22 Ciclo OTTO, com abertura da borboleta plena e parcial

Outra análise interessante será a do “ponto de ignição ou ponto do motor”.

Como já dissemos torna-se necessário “adiantar” o saltar da faísca, pois caso

contrário toda a combustão se daria depois do PMS.

O momento exacto onde em cada motor deve “saltar a faísca” varia consoante

um certo número de factores determinados por experiências efectuadas,

quando de ensaios de um novo modelo.

Na generalidade podemos dizer que o ponto deve estar situado a uma pressão

correspondente a metade do valor alcançado no [ ]PMS , a fim de termos um

valor de potência óptimo para o motor, e um valor de pressão máxima do ciclo

aproximadamente 10º de rotação da cambota depois do [ ]PMS .

Assim, quando adiantamos o “ponto” do motor a pressão máxima do ciclo

resulta superior mas o diagrama fica mais alongado, (parte [b] da figura 23)

diminuindo assim a sua área de trabalho. Quando num motor o adiantamos

ligeiramente, normalmente notaremos um ligeiro aumento de rotações, que

realmente significa um pouco mais de “vivacidade e força”, mas logo de

seguida, se continuamos a adiantá-lo, notaremos a consequente quebra de

rotações, e a temperatura do mesmo aumentará.



Por outro lado, ao “atrasarmos” o ponto do motor, daremos origem a um

diagrama bastante baixo, com uma pressão média bastante baixa (parte [a] da

figura 22).

O motor em virtude de ter perdido “força”, irá forçosamente aquecer, pois

teremos de lhe fornecer bastante mais mistura para realizar o mesmo trabalho.

Em relação ao motor DIESEL, tudo se passa no que respeita ao diagrama de

forma semelhante, mas mais acentuada, pois entram em acção dois

fenómenos a que chamamos “atraso à injecção e atraso à auto inflamação”,

que irão condicionar todo este processo, agravando-o.

a)

b)

Figura 23 - Influência do “ponto” no diagrama indicado

Mesmo as possibilidades de variar “o ponto” do motor, são aqui mais limitadas

em termos de execução prática, devendo tal operação ser feita por

especialistas, e existem mesmo motores, principalmente os mais antigos ou os

mais pesados, em que “o ponto” é afinado inicialmente e não mais varia

durante todo o campo de trabalho do motor.

Em todos os outros motores “o ponto” varia com a rotação e ou com a carga,

duma forma mecânica ou electrónica, e vai adaptá-los a todas as solicitações a

que estão sujeitos.

Finalmente vamos estudar “a influência da abertura de válvulas no diagrama

indicado”. As condutas de admissão e de escape, bem como a abertura e fecho

das válvulas, terão de ser criteriosamente escolhidas.

Se as condutas de admissão forem muito estreitas ou de qualquer forma

obstruírem a passagem de ar e se o abrir da válvula de admissão for



inadequado ao motor então a pressão no respectivo colector, será inferior à

normal para cada situação de funcionamento do motor, (ver figura 24, [a]).

Em relação ao escape teremos de o ter bastante bem dimensionado para evitar

que por um lado possa ter uma acção de sucção, o que se poderia traduzir em

arrastar parte da mistura fresca ou do ar fresco, durante o cruzamento de

válvulas. Doutra forma poderá obstruir a saída dos gases, principalmente no

caso de instalarmos sobre alimentadores na saída do mesmo e aumentar

demasiado a pressão de escape, aumentando assim a perda de bombagem no

diagrama.

De capital importância, teremos também a abertura da válvula de escape, que

poderá ser efectuada com um “avanço”, para diminuir o valor da pressão de

escape, (figura 24 - [b]). Caso tal avanço não exista teremos uma perda de

trabalho útil, como podemos ver na figura.

Podemos fazer aqui breve referência a alguns sistemas que serão descritos

quando do estudo da alimentação de motores e que tentam aproveitar alguns

efeitos da mecânica dos fluidos, para o processo de admissão.

Uma forma de aumentar a capacidade de enchimento e assim melhorar a área

de trabalho do ciclo OTTO, diminuindo também o trabalho de bombagem, será

aproveitar o efeito que advém dos gases a determinado regime de rotações

entrarem em ressonância, no interior do colector aumentando notoriamente a

pressão de admissão. Este efeito válido apenas para um determinado regime

de rotações, pode dar origem a um aumento de potência do motor de 10%.

O inconveniente do sistema atrás descrito resulta no facto de que tem uma

acção importante apenas para um regime de rotações o qual pode não ser o

ideal em certas circunstâncias.

a)

b)



Figura 24 - Influência da abertura das válvulas no diagrama

Foram assim instaladas em colectores especialmente desenhados, válvulas

comandadas electronicamente, que permitem consoante o regime do motor,

pôr em contacto diferentes partes do mesmo colector de admissão e assim

torná-lo mais adaptado ao regime de funcionamento do motor.

São os chamados “sistemas de controlo acústico da admissão”, desenvolvido

pela Toyota e o “sistema de aspiração de impedância variável”, desenvolvido

pela Nissan, e aplicados em motores a gasolina.

Para colectores de escape toma fundamental importância, o escape de

motores a dois tempos a gasolina, pois pode ter uma influência decisiva no

processo de lavagem.

Em motores sobrealimentados ele é também muito importante, tanto para

motores DIESEL como para motores OTTO. Existem inclusive duas formas

distintas de realizar nos DIESEL, por impulso ou por pressão constante. A

causa principal de preocupação será a de que uma saída de escape de um

cilindro nunca vá influenciar outro que esteja já no fim do processo de escape.

3.6. Diagrama das pressões em função do deslocament o angular da

cambota para motores a 4 tempos

Com o conhecimento do ciclo indicado será fácil traçar um diagrama das

pressões em função da deslocação angular do veio motor (chamado “ângulo de

manivelas”). Ao focarmos aqui este diagrama podemos dizer que ele servirá

para o cálculo das cargas sobre os apoios da cambota e sobre as paredes do

cilindro, devido à força dos gases de combustão. Também usamos este

diagrama no estudo das pressões dos motores DIESEL na análise do sistema

de injecção.

Para melhor estudarmos o diagrama, ao qual também podemos chamar

diagrama desenvolvido, vamos representá-lo, esquematicamente, na figura 25

e analisar cada uma das suas fases, considerando o motor como atmosférico.



Figura 25 - Diagrama desenvolvido de um motor a 4 tempos

a) Admissão: No começo da aspiração em 1-2 (figura 25A), o interior do

cilindro encontra-se a uma pressão ligeiramente superior à pressão

atmosférica, pois a fase de escape está no fim.

Estamos em pleno cruzamento de válvulas, com a válvula de admissão a

começar a abrir e a válvula de escape a fechar. Quando o êmbolo começa o

seu curso do [ ]PMS .

b) Compressão: A compressão dar-se-á por efeito do movimento 4-6 do nosso

êmbolo. Pelas razões atrás expostas o saltar da faísca na vela ou a injecção de

combustível em motores DIESEL, realiza-se com um certo avanço, começando

em 5. O ponto 6 dá-nos o máximo valor da pressão sem combustão.

c) Combustão: Com o processo iniciador da combustão em 5, temos uma

elevação de pressão e de temperatura, que atingirá o seu máximo em 7. Esta

subida não deverá ser nem demasiado lenta nem excessivamente rápida, pois

em ambas as situações irá diminuir a área do diagrama indicado e

consequentemente diminuir o binário do motor.

No fim da combustão, teremos a expansão, que realmente será o tempo de

produção de trabalho, o qual irá ser retirado do veio motor, sendo no entanto

uma parte cedida à massa do volante motor, que rodando solidária com o veio

motor e dispondo de uma certa massa, irá aproveitando o efeito de inércia,

para estabilizar o funcionamento do motor durante os outros 3 tempos “mortos”.

A expansão deverá durar o maior tempo possível e é interrompida quando da



abertura da válvula de escape ainda antes do [ ]PMI , ponto 8 do diagrama,

(avanço ao escape).

d) Escape: Com a abertura da válvula de escape produz-se uma onda de

pressão que irá percorrer o colector. No início é possível que por vezes possa

haver uma depressão causada pela rápida descida de pressão em alguns

pontos do cilindro. No entanto tem-se uma pressão superior à pressão

atmosférica, no percurso do êmbolo do [ ]PMSPMI ⇒

O escape irá durar até ao ponto dois, mas em 1-2, temos a abertura da válvula

de admissão e o ar novo irá arrefecer e lavar a câmara até que o escape

termine verdadeiramente o que sucede em 2. Será o período de lavagem já

anteriormente referido.

Figura 25A -Variação de pressão no cilindro com a rotação da cambota

3.7. Diagrama das pressões em função do deslocament o angular da

cambota para motores a 2 tempos

Na figura 26 temos o diagrama de um motor 2-tempos, em relação ao qual

vamos apenas, nesta fase do curso, explicar algumas particularidades.

a) Primeiro Tempo: No ponto 3, temos o saltar da faísca para motores a

gasolina e a injecção para motores Diesel. De 3 a 4 teremos a subida para o

valor de pressão máximo do ciclo e em seguida começa o processo de

expansão.



A expansão ocorrerá até ao ponto 5 onde terá lugar o descobrir da janela de

escape ou a abertura da válvula de escape (conforme o tipo de motor).

Imediatamente após e quando a pressão no colector de admissão for idêntica à

do interior do cilindro teremos a admissão de mistura fresca através da janela

de admissão entretanto aberta (ponto 1)

Figura 26 Ciclo indicado de motor a dois tempos

b) Segundo tempo: A partir do ponto 1 temos a fase de lavagem, a qual se vai

desenrolar passando pelo [ ]PMI , e tendo as janelas de admissão e de escape

simultaneamente abertas. É uma fase muito delicada do motor e com base no

seu estudo e os novos processos de cálculo e medição os motores a dois

tempos têm tido um grande avanço, tanto no ramo dos motociclos com

características de pequena potência e alta rotação, como nos grandes motores

industriais que hoje ultrapassam os 66000CV, rodando por volta das 100rpm.

Como anteriormente dissemos, temos de comprimir a nova carga. Em

pequenos motores a gasolina, tal será executado pela parte inferior do êmbolo

- lavagem do cárter - e a pressão no cilindro diminui durante a lavagem, pois

ele está em comunicação com a atmosfera e a pressão de alimentação vai

descendo gradualmente.

Pelo contrário, se o motor for sobrealimentado por um compressor, a pressão

permanecerá constante durante a lavagem, tanto no colector de admissão

como no interior do cilindro. Nalguns casos poderá haver uma tendência para



que se perca demasiada carga fresca, pois existe sempre uma diluição com os

produtos da combustão anterior, mas a existência de válvulas orientadoras de

lavagem existentes nalguns motores diminui esta tendência. Com o andamento

do êmbolo do [ ]PMSPMI ⇒ , vamos fechando as janelas de admissão, em 2' e

depois as janelas de escape em 2'’, até chegarmos ao ponto 3 no final do

processo de combustão.

Apresentamos de seguida o diagrama desenvolvido para um motor a 2 tempos,

em relação ao qual serão válidas todas as considerações efectuadas para os

motores a dois tempos.

Finalmente devemos fazer referência ao ciclo com sobrealimentação, mas

guardamos o seu estudo para quando do capítulo dedicado a sobrealimentação

de motores de combustão interna.

Figura 27 Diagrama desenvolvido para motor a dois tempos

4. Fluidos de trabalho dos motores

4.1. Notas introdutórias

Antes de entrarmos propriamente no estudo dos fluidos de trabalho e da

combustão dos motores, vamos explicar o que entendemos por carga, e quais

os parâmetros que condicionam a velocidade do motor, os quais estão

intimamente ligados com os fluidos.

Como sabemos a força que faz girar o motor, deriva da pressão dos gases da

combustão, e em cada momento tem de se confrontar com a resistência interna

do próprio motor, bem como a resistência externa. Esta resistência externa



exprime-se em termos de binário resistente, e designamo-la por carga sobre o

motor.

Portanto do valor da carga aplicada ao motor e da quantidade de combustível

que estiver a ser queimado em determinado momento, resulta uma aptidão de

rotação, que se manterá constante enquanto houver um equilíbrio entre

carga/força de gases.

Para sair da situação de equilíbrio, existem duas possibilidades, ou varia o

consumo de combustível, ou varia a carga sobre o motor. Evidentemente que

para qualquer das duas situações podem contribuir um sem número de

factores.

Por exemplo no motor de inflamação por faísca, quando pretendo que ele rode

mais depressa, vou abrir uma borboleta no colector de admissão que vai

regular a quantidade de uma mistura ar/combustível.

Conforme a posição da válvula esteja fechada, (estando apenas um circuito de

“ralenti” aberto), parcialmente aberta, ou totalmente aberta, assim eu digo que

estou a trabalhar ao “ralenti”, a carga parcial e a carga total. Regulamos

quantitativamente a mistura.

Para o motor de inflamação por compressão, podemos variar a velocidade

através do fornecimento de combustível. A regulação da mistura é qualitativa,

pois regula a quantidade de combustível actuando na bomba de injecção,

sendo a quantidade de ar praticamente a mesma, por não existir qualquer

estrangulamento na admissão (é válida a afirmação anterior para quase todos

os motores, no entanto no ramo automóvel e por uma questão de poupança

temos casos de borboletas instaladas no colector de admissão e sincronizadas

com o débito da bomba de injecção).

Outra possibilidade de variar a velocidade será portanto actuar na carga do

motor, tal constitui o parâmetro variável de qualquer ensaio num freio de

potência. Onde pretendo traçar a curva de potência do motor.

Para traçarmos as curvas características de qualquer motor vamos colocá-lo

num regime de abertura total, ou seja, vamos no caso de um motor a gasolina

abrir totalmente a borboleta de aceleração e no caso do motor DIESEL, vamos

colocar o débito da bomba no máximo. Em seguida vamos exercendo um

binário resistente sobre o motor, ou seja aumentamos a carga sobre o motor e

ele baixará de regime de rotações.



Controlando o valor da carga para ir baixando, ou elevando (no caso de

diminuir a carga) as rotações de uma forma ordenada vou retirando valores da

força que o motor está exercendo, em medidores próprios instalados no freio,

podendo assim traçar a curva de binário/rotações, e a partir dela a de

potência/rotações, que são as chamadas curvas características.

Figura 28 Freio de potência para motores

4.2. Fluidos de trabalho

A energia química do combustível liberta-se sob a forma de calor, quando

queimamos o combustível em presença do oxigénio. Torna-se assim evidente a

necessidade de introduzir oxigénio para o interior do motor. Nos motores de

inflamação por faísca, introduzimos ar e combustível simultaneamente, nos

motores de inflamação por compressão introduzimos o ar e o combustível só

após termos comprimido o ar.

A mistura comprimida transforma-se, na câmara de combustão em vapor de

água (H2O), dióxido de carbono (CO2) e azoto (N2). O azoto não intervém na

combustão nem teria qualquer importância, se o processo de combustão fosse

completo.

Infelizmente o processo não é completo, e temos uma série de subprodutos

resultantes da combustão incompleta e de reacções químicas posteriores à

própria combustão. Tal assunto será devidamente estudado, quando focarmos

a combustão de cada motor e o seu efeito poluidor no meio ambiente. Para já

podemos citar entre outros produtos, o perigoso monóxido de carbono [ ]CO , o

hidrogénio [ ]H , metano [ ]4CH e oxigénio [ ]2O .

Portanto o fluido de trabalho que inicialmente seria ar e combustível, vai

variando ao longo do ciclo operativo, com as consequências previstas nos



parágrafos anteriores. Vejamos de seguida algumas propriedades dos

intervenientes na mistura de trabalho.

4.3. Ar atmosférico necessário à combustão relação estequiométrica

Fornecemos de seguida uma tabela com a constituição do ar atmosférico que

irá entrar para os nossos motores e que é respirado por todos nós:

Composição do ar atmosférico

Componentes Peso

Molecular

Proporção

em volume

Peso

Relativo

Volume

relativo

Oxigénio (O2) 32 0,2099 6,717 1

Azoto (N2) 28 0,7803 21,861

Árgon (A) 40 0,0094 0,736 3,76

Dio.Carbono

(CO2)

44 0,0003 0,013

Outros -- 0,0001 --

Ar (Total) -- 1,00 28,07 4,76

Grosso modo podemos dizer que em peso, teremos 77 partes de azoto, para

23 partes de oxigénio, e em volume, teremos 21 de oxigénio para 79 de

nitrogénio. O peso de 1m3 de ar à pressão atmosférica é de 1,29928kg,

ocupando um kg de ar nas mesmas condições o volume de 0,77351 m3.

Vejamos de seguida o ar necessário para a combustão. Consideremos que o

combustível de trabalho seja um hidrocarboneto portanto composto por C e H,

donde a reacção de cada um destes elementos com o ar será:

22 COOC →+ 222 HO2OH2 →+

Sendo portanto o vapor de água e o dióxido de carbono os produtos da

combustão. Como no caso o carburante é o ar teremos:

Eliminando das equações o azoto por ter igual valor nos dois membros, e

substituindo cada componente pelo seu respectivo peso atómico teremos:

OH18O16H2O21

H 222 =+⇒+

222 CO44O32C12COOC =+⇒=+



Vamos aplicar esta equação para o caso da queima de dois hidrocarbonetos

com características idênticas aos combustíveis usados nos nossos motores,

como sendo o octano (C8H18) semelhante à gasolina, e o cetano (C16H34)

semelhante ao gasóleo, quando misturado com o alfa-metil-naftaleno (C11H10).

OH9CO8O5,12HCotanOc 222188 +⇒+⇒

Multiplicando cada componente pelo seu peso atómico virá:

( ) ( )[ ] ( )[ ] ( ) ( )[ ] ( ) ( )[ ]O16*9H2*9O32*8C12*8O32*5,12H1*18C12*8 222 +++=++

( ) ( ) ( ) ( )OHkg162COkg352Okg400HCkg114 222188 +=+

Para reportarmos toda a equação a 1kg de combustível, vamos dividi-la por

114, obtendo:

( ) ( ) ( ) ( )OHkg42,1COkg08,3Okg5,3HCkg1 222188 +=+

Podemos então afirmar que para queimar 1kg de combustível serão

necessários 3,5kg de oxigénio. Se quisermos saber a quantidade de ar, bastará

lembrarmo-nos que cada kg de ar contém 0,23 kg de oxigénio.

15,3

pesoemlCombustíveOxigéniolaçãoRe =

15,3

pesoemOxigénioarlaçãoRe =

pesoemOxigénioarlaçãoRe

*pesoemlCombustíve

OxigéniolaçãoRepesoemOxigénioarlaçãoRe =

lcombustívekg1arkg2,15

23,05,3

23,01

*15,3 ==

Temos assim que para queimar um kg de combustível completamente são

necessários 15,2kg de ar. Chamamos a esta relação a proporção ou relação



estequiométrica. Habitualmente dizemos que a relação ar/combustível, será de

15/1 em peso

OH17CO16O5,24HCotanCe 2223416 +⇒+⇒

Procedendo de idêntica forma

( ) ( ) ( ) ( )OHkg306COkg704Okg784HCkg226 2223416 +=+

Para que seja a 1kg de combustível, dividimos todos os membros por 226:

( ) ( ) ( ) ( )OH35,1COkg11,3Okg84,3HCkg1 2223416 +=+

Relação ar/combustível para o cetano:

lcombustívedekg1ardekg04,15

23,046,3

23,01

*146,3 ==

Existe como podemos ver por este pequeno exemplo uma grande semelhança

entre as relações estequiométricas, mas dependendo da carga e da velocidade

do motor, assim poderemos usar várias relações.

Durante todo este processo da combustão convinha aqui focarmos o aspecto

da dissociação, já referida anteriormente. No início a combustão desenvolve-se

a muito alta velocidade (pode atingir a frente de chama mais de 25 m/s), e de

igual forma a formação dos produtos. Ao aparecer o CO2 e o H2O, temos

devido ao ciclo um grande aumento de temperatura. Começa assim a

dissociação.

À medida que a combustão evolui a formação de CO2 e H2O, vai decrescendo,

bem como a velocidade da reacção química. No entanto aumenta a

concentração destes componentes nos produtos de escape e a velocidade de

dissociação também. Temos então as equações químicas:

22 COOC ⇒+ 222 HO2OH2 ⇒+

As velocidades dos processos de formação e de dissociação vão aumentando

até se atingir um equilíbrio no qual as velocidades são iguais: estado de

equilíbrio químico, cuja característica principal será função da temperatura para

cada reacção. A dissociação aumenta exponencialmente com a temperatura.

Como exemplos podemos referir o de CO2, cuja proporção dissociada será de

5%, para 2000K, 18,5% para 2500K, 27,5% para 3000K e de 64,5% para



3200K. Para todas as temperaturas e para todos os gases a dissociação

absorve calor, pelo que se traduz, numa perda para o ciclo operativo do motor.

4.4. Calor desenvolvido na combustão

O calor total desenvolvido na combustão será igual ao resultante da combustão

do carbono e do hidrogénio, menos a quantidade necessária para a divisão das

moléculas do combustível.

Temos assim por exemplo para o octano: 188 HC

( ) ( ) 22 H158,0C842,0H11418

C11496

otanOckg1)1 +=+⇒

Sabendo que por cada kg de [C] queimado se libertam 33936 kJ, e que por

cada kg de [H2], se libertam 144690 kJ, teremos, por cada kg de octano

queimado:

kJ51435144690*158,033936*842,0Q)2 =+=

Como segundo HELDT, para a dissociação do octano necessitamos de

kgkJ3553 , o calor total libertado na combustão por cada kg será:

kJ47882355351435QQQ)3 .Dissoc.CombT =−=−=

Esta quantidade de calor é sensivelmente igual ao calor específico da

combustão [Ho] (chamado anteriormente poder calorífico superior ou calor da

combustão).

Podemos definir este calor específico da combustão como o calor desenvolvido

pela combustão de 1 kg do elemento considerado, sendo os elementos

tomados a 0ºC e a água considerada condensada a 0ºC. Pouco significado tem

para nós técnicos de motores pois temos que considerar que a água está

presente no processo de combustão e no estado gasoso. Temos assim de

contar com uma perda de calor, que será o calor latente de vaporização da

água, o qual não vamos recuperar, devido à alta temperatura dos gases de

escape.

Consideramos então para os nossos cálculos o poder calorífico específico Hu,

(chamado anteriormente, poder calorífico inferior), o qual vamos definir como a

quantidade de calor desenvolvido à pressão atmosférica, pela unidade de



massa do combustível, considerando os elementos de combustão no estado

gasoso. Para o octano:

kJ44182kJ3700kJ47882

HespecíficoCalorificoPoderkJ3700H:combustãodacalorificoPoder)4 U0

=−

=−

Se pretendemos saber a relação ar/combustível em volume, veremos que será

bastante diferente da que foi encontrada para o peso. A densidade do octano é

de 0,69 kg/l a 20ºC, enquanto a do ar será a 20ºC e à pressão atmosférica de

1,204 kg/m3. Relacionando os dois valores tenho face ao resultado achado

anteriormente de 15,2 para a relação estequiométrica em peso:

=

−

Combmarm

8710ar.densHC.dens

204,110*69,0

*Com

Ar1

2,15)1 3

31818

3

Peso

O calor desenvolvido na combustão da unidade de volume do combustível,

será assim de:

lkJ3047669,0*44182den*H:caloríficoPoder)2 U ==

Para sabermos o poder calorífico por unidade de volume da mistura ar

combustível temos:

ardem624,12204,1

2,15ardekg2,15)3 3=⇒

33 m10*449,1.combdel449,169,01

combdekg1 −==⇒

33 m625,1210*449,1*624,12temostodoAo =−

Poder Calorífico por unidade de volume da mistura Ar/Combustível o qual é

idêntico para a maior parte das misturas ar / combustível, dos hidrocarbonetos

usados.

3mkJ3500

625,1244182 =

4.5. Formação da mistura Ar/Combustível

Vamos de seguida estudar o problema da formação da mistura ar/combustível.

Ele será de grande importância pois seja qual for o motor desde que o



combustível não encontre o ar na proporção estequiométrica, não há

combustão.

De diferentes formas, como temos vindo a referir se irá dar o processo de

mistura em motores de inflamação por faísca ou de inflamação por

compressão.

Nos primeiros, quer se trate de combustíveis líquidos ou gasosos, temos um

processo de carburação ou de injecção a baixa pressão com mistura fora do

cilindro. Nos segundos que trabalham normalmente com combustíveis líquidos,

temos um processo de injecção a alta pressão e mistura no interior da câmara.

Existem ainda motores especiais que trabalham simultaneamente com

combustíveis líquidos e gasosos, são os chamados “dual-fuel”, em que a

combustão do combustível líquido injectado a alta pressão irá servir como

processo iniciador para a combustão do combustível gasoso, introduzido

conjuntamente com o ar da mistura.

A formação da mistura começa com a adição de combustível ao ar que é

aspirado pelo motor. O combustível, composto por hidrogénio (H) e carbono (C)

deve ser misturado a uma determinada proporção com ar, composto por

oxigénio (O) e azoto (N), de forma a obter-se uma mistura capaz de ser

inflamada.

No caso de motores de ignição, a relação combustível/ar necessária para uma

combustão completa é de [ ]7,14:1 . A este valor dá-se o nome de relação

estequiométrica. Isto significa que 1 parte em peso de combustível se deve

misturar com 14,7 partes de peso de ar. Este valor é realmente importante e

deve ter sempre em atenção esta razão.

Em volume, isto corresponde a 1 litro de combustível para 10 000 litros de ar,

aproximadamente.

A esta relação estequiométrica de ar/combustível dizemos que o factor de ar

λ (lambda) é igual à quantidade de ar fornecida/quantidade de ar teoricamente

necessária chegando à relação: 1/1=1

Para compreender melhor repare:

Para representar uma mistura pobre utilizamos: 1>λ (lambda), significa

que a mistura contém mais ar.



Para representar uma mistura rica, utilizamos: 1.. <λ (lambda), significa

que a mistura contém menos ar.

No caso de haver um défice de ar, o combustível não é completamente

aproveitado, aumentando o consumo e o nível de poluentes no escape.

Isto pode acontecer devido a vários factores, mas principalmente porque o filtro

de ar do automóvel se encontra obstruído e precisa de ser mudado.

No caso de haver excesso de ar, o rendimento diminui e a temperatura do

motor aumenta.

Enriquecimento da mistura: Num motor é sempre necessário adaptar a

relação ar/combustível a todas condições de funcionamento do motor, de modo

que em qualquer situação se possa obter:

Rendimento elevado;

Boa eficiência;

Mínimo de emissões poluentes.

Vamos analisar em que certas situações é necessário o enriquecimento da

mistura.

1. No arranque: A mistura deve ser extremamente rica quando o motor

está frio, uma vez que parte do combustível condensa nas paredes frias

do colector de admissão e nos cilindros.

2. Em progressão: A mistura deve ser enriquecida para que se obtenha

uma transição suave do ralenti para uma velocidade baixa.

3. Em aceleração: Quando a borboleta do acelerador abre rapidamente, o

combustível não consegue acompanhar a aceleração do fluxo de ar

(devido ao seu peso mais elevado) e parte dele não chega a entrar no

cilindro. A mistura deve ser enriquecida nesta fase para evitar qualquer

hesitação do motor. Nos motores com carburador, o enriquecimento é

feito através da bomba de aceleração e nos motores de injecção, a

gestão do motor detecta esta situação, prolongando o tempo de

injecção.

4. A meia carga: É desejável, a meia carga do motor, uma mistura pobre

combinada com um consumo baixo e níveis de emissões de poluentes

igualmente baixos.

5. A potência máxima : A potência máxima do motor, o arrefecimento

adicional da câmara de combustão é obtida por meio de um aumento na



proporção de combustível, evitando-se o sobreaquecimento do motor.

Para além disso, assegura-se a quantidade de combustível necessária

para que se obtenha a energia máxima.

4.5.1. Preparação da mistura ar combustível

4.5.1.1. Motores do ciclo Otto

O rendimento de um motor do ciclo Otto está directamente ligado à quantidade

de combustível, e ar e ao modo que ele é fornecido ao motor.

Chamaremos de razão ar combustível (AC), a razão entre a massa de ar e a

massa de combustível contido na mistura.

Por exemplo, uma mistura de [ ]1:15.. =AC 1 é constituída de 15 kg de ar e 1 kg

de combustível. Um motor pode ser alimentado por uma mistura com distintas

razões AC, porém, terá uma bem definida que lhe dará um melhor rendimento.

A potência máxima de um motor não é limitada pela quantidade de combustível

fornecido, mas sim pela quantidade de ar aspirado, uma vez que a quantidade

de ar necessária é sempre várias vezes maior do que a quantidade de

combustível. Além disto, o ar está na fase gasosa, com um volume específico

cerca de mil vezes superior e sofre a restrição ao escoamento provocada pelo

filtro de ar, tubos e porta da válvula de admissão. O combustível encontra-se

na fase líquida com alta densidade o que facilita sua admissão. Se um motor

recebe uma percentagem extra de combustível acima da necessária para a

combustão completa, este excesso será desperdiçado, devido a falta de

oxigénio para queimar este combustível.

4.5.1.2. Mistura estequiométrica:

A quantidade de ar teórica, necessária para que ocorra uma combustão

completa em um motor alimentado com uma mistura formada de ar e gasolina

pode ser obtida a partir da reacção química de combustão:

A gasolina é uma mistura de vários hidrocarbonetos porém podemos tomar

como representativo desta mistura o iso-octano, cuja reacção de combustão é

a seguinte:

22222188 47....8..76,3*5,125,12 NOHCONOHC ++⇒++



ardekgNOardeMassa ...1716..28*76,3*5,12..32*5,12.)..(.. 22 =+⇒

lCombustívedekglcombustívedeMassa ...114..18..12*8.... =+

15.114

1716:.......tan ≅=− eAClcombustívearrazãoatoPor

Portanto, para que ocorra a combustão em 1kg de gasolina são necessários

15kg de ar atmosférico. Esta razão de ar combustível é chamada de mistura

estequiométrica eAC .

O etanol é uma substância pura, cuja reacção de combustão é a seguinte:

2222252 28,11..2..3..76,33. NCOOHNOHC ++⇒++

ardekgNOardeMassa ...84,411..28*76,3*3..32*3.)..(.. 22 =+⇒ lCombustívedekglcombustívedeMassa ...46.16..6..12*2.... =++

95,8.46

84,411:. ≅=eAC

O d-limoneno, um combustível extraído da casca da laranja, tem a seguinte

reacção de combustão:

222221610 64,52..10.8..76,3*14.14. NCOOHNOHC ++⇒++

ardekgNOardeMassa ...92,1921..28*76,3*14..32*14.)..(.. 22 =+⇒

lCombustívedekglcombustívedeMassa ...136.16..12*10.... =+

13,14.136

92,1921:. ≅=eAC

4.5.1.3. Tipos de misturas Ar/Combustível

A mistura estequiométrica é a mistura onde a relação ar + combustível é a ideal

para que ocorra uma combustão completa. Teoricamente falando, ela seria a

razão da mistura com o qual um motor apresentaria a sua máxima potência,

porém, na prática, isto não acontece, sendo necessário o uso de uma mistura

com razão AC menor que a estequiométrica. O uso desta mistura em excesso

de combustível, com a qual obtemos a máxima potência, faz-se necessário, por

causa da vaporização da mistura e dos gases residuais da combustão do ciclo

anterior que se juntam a esta nova mistura. Nas velocidades de cruzeiro do



motor, o factor predominante é a economia de combustível, portanto, nesta

condição, o título da mistura ar combustível deve ser maior que o valor

estequiométrica, isto é, a combustão realiza-se em excesso de ar.

Nestes dois exemplos anteriores, podemos verificar que a razão AC pode

oscilar em torno do valor estequiométrico, dependendo do regime de

funcionamento do motor.

Costuma-se definir o lambda .λ da mistura como a razão entre a mistura ar

combustível real e a mistura ar combustível estequiométrica.

e

real

AC

AC.. =λ

4.5.1.4. Mistura Rica

A mistura é considerada rica quando a razão ar combustível real é inferior à

razão ar combustível estequiométrica, portanto quando 1.. <λ

1.... <=e

real

AC

ACλ

O inconveniente da mistura rica é que proporciona combustão incompleta,

devido a falta de oxigénio. Assim, haverá formação de depósitos de carbono na

câmara, segmentos, válvulas e nos eléctrodos da vela, prejudicando assim o

funcionamento do motor. Uma outra desvantagem é o aumento no consumo de

combustível do motor. A vantagem é que, com a mistura rica, a temperatura no

interior da câmara de combustível é mais baixa.

4.5.1.5. Mistura Pobre

A mistura é considerada pobre quando a razão ar combustível real é superior à

razão ar combustível estequiométrica, portanto quando 1.. >λ

1.... >=e

real

AC

ACλ

Quando uma mistura pobre entra em combustão, devido ao excesso de

oxigénio, a temperatura da chama será muito alta. Esta elevação de

temperatura, poderá provocar um super aquecimento nos órgãos do motor,

principalmente na válvula de escape, podendo inclusive provocar a sua

queima.



4.5.1.6. Performance de um Motor do Ciclo Otto em F unção da Mistura

O sistema de alimentação de mistura ar combustível, quer seja sistema com

carburador como o sistema de injecção tem a função de dosear o combustível

e o ar, de modo que o motor seja alimentado com uma mistura a mais

apropriada possível.

Na figura a seguir apresenta-se o comportamento da potência e do consumo

específico de um motor em função da qualidade da mistura ar combustível λ

Figura 29 Comportamento da potência e do consumo específico

O sistema de alimentação carburado é projectado para que forneça uma

mistura rica )86,0..( ≅λ quando o motor trabalhar na máxima potência e uma

mistura pobre )1,1..( ≅λ para a velocidade de cruzeiro.

Quando o motor está em regime de baixa rotação, partes dos gases de escape

retrocede ao colector de admissão no momento do cruzamento de válvula.

Assim, a baixa rotação os gases de escape diluem a mistura fresca que será

admitida. Para contornar o efeito enfraquecedor dos gases de combustão, a

mistura deve ser enriquecida, a fim de não prejudicar o funcionamento do

motor.

Quanto mais fechada estiver a borboleta, maior será a depressão no colector, e

por conseguinte maior será a quantidade de gases de combustão que fluirá

para o seu interior, sendo necessário portanto, que o combustível seja

fornecido em excesso.

A figura a seguir mostra a qualidade da mistura ar combustível em função da

abertura da borboleta de aceleração.



Figura 20 Percentagem de abertura da borboleta

Podemos notar que para um regime de rotação baixa, quando a borboleta está

parcialmente fechada, a mistura será rica, tendo uma razão ar combustível

baixa, isto proporciona um consumo específico alto. À medida que a borboleta

se abre a mistura começa a empobrecer, diminuindo o consumo específico até

atingir um ponto mínimo. A partir daí, quanto maior for a abertura da borboleta,

maior será o consumo, já que a mistura começa a enriquecer novamente.

4.5.1.7. Temperatura da Câmara em Função da Mistura

A temperatura de combustão está relacionada com a razão ar combustível.

Pelo gráfico da figura a seguir podemos verificar que a temperatura da câmara

atinge um valor máximo, quando a mistura é pobre.

Figura 21 Temperatura da câmara função da mistura

Podemos verificar que para um )25,1..( =λ , a temperatura da câmara é

máxima, e se a mistura se torna rica ou pobre a temperatura diminui. Porém, a

temperatura pode variar em função das características particulares do motor.

As temperaturas dos gases de escape também estão relacionadas à razão ar +

combustível da mistura. Podemos verificar, que com o empobrecimento da



mistura, a temperatura dos gases vai subindo até atingir um ponto máximo a

partir daí, começa a diminuir.

Figura 22 Temperatura dos gases de escape

4.6. Vaporização da Mistura

A combustão da mistura será tanto melhor quanto maior for a percentagem de

combustível vaporizado nesta mistura. A vaporização de um líquido está

directamente relacionada a três factores:

a)- Superfície de contacto

b)- Pressão ambiente

c)- Temperatura

E segue aproximadamente a seguinte lei de Dalton: ( )P

PPACmc satVap

v

−=

**..

vmc Quantidade de líquido evaporado mingr

A 2m

C Constante, varia de 400 a 700 para ventilação normal a forçada.

vapP Pressão de vapor saturado

satP Pressão de vapor do líquido à temperatura ambiente.

P Pressão actuante

a) Superfície de contacto: O carburador deve ser projectado de modo a obter-

se a máxima vaporização do combustível, com o maior rendimento volumétrico

possível. Desta forma, o combustível é finamente pulverizado de tal forma que

se divida em pequenas gotículas aumentando-se substancialmente a área de

transferência de calor por volume de combustível debitado.



b) Pressão Actuante : A pressão actuante na mistura está relacionada com a

abertura da borboleta e rotação do motor.

c)Temperatura A mistura ar combustível pode ser aquecida através da água

de refrigeração do motor ou através dos gases de escape. A água de

refrigeração do motor é circulada na jaqueta que envolve o colector de

admissão. Uma parte destes gases é desviado por meio de um deflector sendo

conduzida até a parede inferior do colector de admissão, aquecendo-o. Tal

deflector pode ser fixo ou móveis, os móveis são construídos de modo a

desviar uma grande quantidade de gases de escape sobre a parede do

colector, quando o motor estiver frio. Assim que ele é aquecido uma mola

metálica acciona o deflector para a posição de fechado, diminuindo assim a

quantidade de gases circulantes, e portanto não elevando demasiadamente a

temperatura do colector.

O aumento da temperatura da mistura facilita a evaporação, mas por outro

lado, diminui o rendimento volumétrico, já que a mistura aquecida aumenta de

volume e seu peso específico diminui.

Portanto, a temperatura ideal do colector deve ser aquela que proporciona uma

melhor evaporação para um maior rendimento volumétrico

5. Sonda Lambda

Consiste num sensor que determina o oxigénio presente nos gases de escape.

Isto permite conhecer a riqueza da mistura e medir se a mesma é rica (muito

combustível), pobre (pouco combustível) ou é a relação estequiométrica entre

combustível e ar.

A relação estequiométrica é referente ao combustível em questão. Desta forma

dir-se-á que Lambda 1.. =λ quando a mistura possua uma relação de 14.7

entre ar e gasolina ou de 17.2 para gás natural.

O sensor funciona em consequência da variação da quantidade de oxigénio

nos gases de escape versus quantidade de oxigénio na atmosfera. A tensão

eléctrica é produzida pela diferença entre as duas quantidades. Se a

quantidade de oxigénio no escape é mais próximo do da quantidade no ar, o

motor é “carne sem gordura” e a tensão é baixa (abaixo 250mV). Se o motor é

“rico” a tensão é elevada (acima de 950mV).



5.1. O que faz um sensor do oxigénio?

O sensor do oxigénio monitoriza o ar de combustão nos motores em relação ao

combustível, medindo a quantidade de oxigénio livre na exaustão. Relata esta

informação à unidade de controlo do motor ou ao ECU. Aproximadamente cada

10 milissegundos o ECU usa esta informação para fazer correcções ao ar para

abastecer a mistura para a eficiência máxima

Figura 23 Sonda Lamba

5.2. Relação estequiométrica

É a relação entre ar e o combustível que produz a combustão completa do

combustível.

A mesma é diferente segundo o tipo de combustível, por exemplo, para a

gasolina a é de 14.7 gramas de ar por cada grama de gasolina e para o GNC é

de 17.2. Esta relação equivale a )1( =λ .

6. Bibliografia

Paz Arias – Manual do Automóvel – Edição

Jorge Martins – Motores de Combustão Interna – Edições Técnicas

h.m. Chollet – Mecânicos de automóveis Edição hemus

http://pt.wikipedia.org/wiki/Ciclo_de_Otto

http://www.youtube.com/watch?v=EiCffksasCY

http://www.xl.pt/autopedia/motores/ciclo_motor4.shtml

2 - Ciclos Funcionamento Do Motor Rev JMC 29.10.2012

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