EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA … · que produzem. Por sua vez, o Gás Natural, ......
80
Universidade Federal da Paraíba Centro de Tecnologia Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica Mestrado – Doutorado EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA TURBINA NO DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL Por Bruno Vinícius de Menezes Barros Dissertação de Mestrado apresentada à Universidade Federal da Paraíba para a obtenção do grau de Mestre. João Pessoa – Paraíba Novembro, 2015
Transcript of EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA … · que produzem. Por sua vez, o Gás Natural, ......
1
Universidade Federal da Paraíba
Centro de Tecnologia
Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica
Mestrado – Doutorado
EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA
TURBINA NO DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
Por
Bruno Vinícius de Menezes Barros
Dissertação de Mestrado apresentada à Universidade Federal da Paraíba para a
obtenção do grau de Mestre.
João Pessoa – Paraíba Novembro, 2015
2
BRUNO VINÍCIUS DE MENEZES BARROS
EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA
TURBINA NO DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
Dissertação de Mestrado apresentada ao curso
de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da
Universidade Federal da Paraíba, em
cumprimento às exigências para a obtenção do
Grau de Mestre.
Orientador: Prof. Dr. Emerson Freitas Jaguaribe
João Pessoa – Paraíba Novembro, 2015
ii
3
4
iii
5
DEDICATÓRIA
Dedico este trabalho a Deus e aos meus pais, Cleyton Sérgio de Oliveira Barros e
Marciana Correia de Meneses Barros, que com muito amor me educaram, me orientam e
me apoiam, em cada decisão que tomo. Dedico também ao meu irmão, Italo de Meneses
Barros, pelos momentos de companhia e parceria, ao longo de cada caminhada, e a toda
minha família, em especial ao meu avô, professor Miguel Costa Barros, pelo educador
sublime que é. Dedico, ainda, aos meus valiosos amigos.
iv
6
AGRADECIMENTOS
Agradeço, primeiramente, a todos os cidadãos brasileiros, pois contribuíram, de
forma indireta, para o financiamento deste trabalho.
Aos meus pais, Cleyton e Marciana, e ao meu irmão Italo, pelas ajudas e valiosas
opiniões, a cada desafio enfrentado.
Aos meus avós: Miguel, Cleide e Neusa, pelo amor, apoio e carinho.
À minha tia Márcia, pelo constante cuidado, apoio e preocupação com me ver bem.
Ao professor Dr. Emerson Freitas Jaguaribe que, como orientador e educador,
dedicou-se, de forma exemplar, ao meu desenvolvimento acadêmico e à realização deste
trabalho, mantendo-se sempre disposto a ajudar, com sua pomposa sabedoria, a cada
percalço surgido.
Faço um agradecimento especial ao técnico mecânico do Laboratório de Inovação -
LI, Carlos Antônio Guimarães Lima Filho, pela dedicação de parte do seu tempo de
trabalho ao projeto, pelo seu interesse em ajudar, pelo compartilhamento da sua farta
experiência em motores e pela valiosa amizade conquistada, no decorrer deste trabalho.
Aos professores Drs. Adriano Sitônio Rumão, Benilton Luis Nascimento de
Oliveira, Bruno Leonardo Campêlo de Queiroga e Fagner Barbosa Ferraz, pela ajuda em
momentos oportunos.
Aos amigos conquistados no LI, pelo compartilhamento de conhecimentos, de
alegrias e pela ajuda, a cada momento requerido.
À minha namorada e melhor amiga, Luênea, pela paciência, amor e conselhos
dedicados, ao longo desses anos.
Ao Laboratório de Inovação – LI, por ter me oferecido toda a estrutura e condições
para a realização deste trabalho.
Ao Conselho Nacional de Desenvolvimento Científico e Tecnológico – CNPq, pelo
fornecimento da bolsa de mestrado, possibilitando minha dedicação exclusiva à pós-
graduação.
À Companhia Paraibana de Gás - PBGÁS, que através do convênio existente com a
UFPB, disponibilizou o Gás Natural para a realização do trabalho.
À Universidade Federal da Paraíba - Campus I, que muitíssimo contribuiu para o
desenvolvimento de minhas atividades acadêmicas.
v
7
EFEITO DA CONTRAPRESSÃO E DO RESFRIAMENTO DA
TURBINA NO DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
RESUMO
O valor do kWh, no horário de pico, no Brasil, pode ser até nove vezes maior do que aquele
cobrado, fora do dito período, estimulando a indústria, shopping centers, hotéis, etc. a
fazerem uso de grupos geradores. Tais grupos são, em geral, compostos por motores a
diesel e gerador elétrico. O lado negativo destes motores advém da larga poluição ambiental
que produzem. Por sua vez, o Gás Natural, graças ao seu elevado poder calorífico e pela
baixa contaminação, quando queimado, é considerado um combustível nobre, alternativo ao
diesel. Assim, o uso de motores Diesel turbinados, convertidos para o ciclo Otto, pode
reduzir significativamente a poluição ambiental. Nessa conversão, um dos aspectos
observados é a influência da contrapressão causada pelo sistema de exaustão dos gases de
escape, que contribui para o aumento da temperatura da turbina do motor convertido. O
presente trabalho analisa os efeitos da substituição do coletor de escape original por outro,
de curvas mais suaves, como também o resfriamento da turbina, no desempenho de um
motor Perkins turboalimentado, modelo 1104C-44TAG2, ottolizado para gás natural. Os
testes foram realizados com os dois coletores de escape, em operações com e sem
refrigeração (por ventilação) da turbina e do coletor. A cada teste, eram avaliados: a
potência máxima de operação, a temperatura dos gases de escape e o consumo do motor,
em função da contrapressão do sistema de exaustão. Tais testes foram realizados, com o
auxílio de um dinamômetro hidráulico, e os resultados mostraram que, de fato, houve uma
redução da contrapressão, com a substituição do coletor. No entanto, o motor Perkins
ottolizado respondeu, de forma semelhante, para os dois coletores, no que diz respeito à
potência máxima alcançada, variando somente devido aos efeitos provocados com e sem
resfriamento da turbina e do coletor. Deve-se observar, todavia, que a limitação no valor da
potência deveu-se às temperaturas alcançadas pela turbina, de aproximadamente 660 °C.
Assim, com resfriamento da turbina, o motor atingiu potências mais elevadas. Verificou-se,
ainda, que a modificação do coletor contribuiu para a redução do consumo do motor.
Palavras-chave: Motor Diesel Turboalimentado; Ottolização; Contrapressão; Desempenho;
Coletor de Escape.
vi
8
EFFECT OF THE BACKPRESSURE AND COOLING IN
A TURBINE ON THE PERFORMANCE OF A DIESEL ENGINE
CONVERTED TO OTTO CYCLE
ABSTRACT
The cost of the kWh at the peak hour in Brazil may be up to nine times higher than the one
at normal hours. This fact has served as motivation for industries, shopping malls, hotels,
and so on, to utilize electrical generators. These generator sets generally comprise Diesel
engines. The problem is that the exhaust gases from these engines are very harmful to
health. On the other hand, Natural Gas, thanks to its high calorific power and its low
emissions, is considered a clean-burning alternative fuel. Therefore, the Diesel engines
converted to Otto cycle may considerably reduce the environmental pollution. Such a
conversion, however, may have in turbocharged engines backpressure effects that increase
the temperature of the turbine, reducing the energy efficiency of the engine. The present
study analyzes the result and consequences of the replacement of the original manifold by
another with smoother curves, as well as the cooling effect on the engine performance of
the turbine of a Perkins turbocharged model 1104C-44TAG2, converted to the Otto cycle.
First, tests were made running the engine with its original manifold without any cooling,
and then, having the turbine cooled with room air. After the replacement of the manifold,
new teste were performed. Initially, without cooling the turbine or the manifold. Then,
after the replacement of the manifold, other tests ventilating the turbine and the manifold
were made. In each test, one has registered: the maximum operation power; temperature of
the exhaust gases and the engine consumption in terms of the backpressure due to the
manifold. All the tests were performed with the aid of a hydraulic dynamometer. It was
noted that the use of the new manifold allowed the reduction on the backpressure.
Concerning the maximum power registration there was no difference in terms of the
original or the new manifold, because what had limited the power was the temperature on
the turbine, which was set at 660 oC. Therefore, whenever the temperature reached this
limit, the engine was deliberated stopped. This fact also explains why the ventilation has
allowed higher engine powers. The new manifold resulted in fuel reductions.
Keywords: Turbocharged Diesel engine; Diesel engine conversion to Otto cycle;
Backpressure; Performance; Manifold.
vii
9
SUMÁRIO
CAPÍTULO I ............................................................................................................................................. 14
1.1 INTRODUÇÃO ........................................................................................................................... 14
1.2 OBJETIVO GERAL ................................................................................................................... 15
1.2.1 OBJETIVOS ESPECÍFICOS....................................................................................... 15
1.3 ORGANIZAÇÃO DO TRABALHO.......................................................................................... 16
CAPÍTULO II ........................................................................................................................................... 17
FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA............................................................................................................ 17
2.1 INTRODUÇÃO............................................................................................................................ 17
2.2 MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA.............................................................................. 17
2.2.1 RESUMO BÁSICO DOS PRINCIPAIS COMPONENTES DOS MOTORES DE
COMBUSTÃO INTERNA ........................................................................................... 17
2.2.1.1 Cilindro ......................................................................................................... 17
2.2.1.2 Bloco do motor ............................................................................................. 18
2.2.1.3 Cabeçote ........................................................................................................ 18
2.2.1.4 Câmara de combustão ................................................................................. 18
2.2.1.5 Cárter ............................................................................................................ 18
2.2.1.6 Pistão ............................................................................................................. 18
2.2.1.7 Biela ............................................................................................................... 19
2.2.1.8 Árvore de manivela ...................................................................................... 19
2.2.1.9 Válvulas ......................................................................................................... 19
2.2.1.10 Eixo de comando de válvulas ...................................................................... 19
2.2.1.11 Coletor de admissão ..................................................................................... 19
2.2.1.12 Coletor de escape .......................................................................................... 20
2.2.2 CICLOS TERMODINÂMICOS IDEAIS DOS MOTORES DE COMBUSTÃO
INTERNA ...................................................................................................................... 20
2.2.2.1 Ciclo padrão a ar Otto ................................................................................. 20
2.2.2.2 Ciclo padrão a ar Diesel ............................................................................... 23
2.2.3 MOTORES TURBOALIMENTADOS DO CICLO OTTO...................................... 25
2.2.4 SISTEMA DE EXAUSTÃO E A CONTRAPRESSÃO............................................. 26
2.3 ANÁLISE TÉRMICA DE TROCADORES DE CALOR DUPLO TUBO............................... 33
CAPÍTULO III .......................................................................................................................................... 36
OTTOLIZAÇÃO....................................................................................................................................... 36
3.1 INTRODUÇÃO............................................................................................................................... 36
3.2 PROJETOS DESENVOLVIDOS NO LI...................................................................................... 36
3.3 ASPECTOS DA OTTOLIZAÇÃO DO MOTOR PERKINS 1104C-44TAG2......................... 38
3.4 PARTICULARIDADES SOBRE O GÁS NATURAL E O DIESEL......................................... 38
viii
10
CAPÍTULO IV........................................................................................................................................... 41
DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL.......................................................................................... 41
4.1 INTRODUÇÃO............................................................................................................................... 41
4.2 APARATOS UTILIZADOS.......................................................................................................... 41
4.2.1 O motor.............................................................................................................................. 41
4.2.2 Bancada Dinamométrica.................................................................................................. 43
4.2.3 Sistema de arrefecimento da água do motor.................................................................. 44
4.2.4 Sistema de medição da vazão de gás natural.................................................................. 45
4.2.5 Aparato de medição da temperatura e da contrapressão no sistema de escape......... 45
4.2.6 Medição da temperatura do óleo lubrificante do motor............................................... 48
4.2.7 Sistema de resfriamento da turbina................................................................................ 48
4.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL......................................................................................... 49
4.3.1 Calibração do dinamômetro............................................................................................ 49
4.3.2 Dinâmica dos testes........................................................................................................... 49
CAPÍTULO V............................................................................................................................................ 51
RESULTADOS E ANÁLISES.................................................................................................................. 51
5.1 INTRODUÇÃO............................................................................................................................... 51
5.2 POTÊNCIA DESENVOLVIDA EM FUNÇÃO DA CONTRAPRESSÃO............................... 51
5.3 TEMPERATURA DOS GASES DE ESCAPE EM FUNÇÃO DA CONTRAPRESSÃO....... 53
5.4 CONSUMO E RENDIMENTO TÉRMICO DO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO EM
FUNÇÃO DA POTÊNCIA............................................................................................................. 57
5.5 CÁLCULO DA TAXA DE CALOR A SER REMOVIDA DOS GASES DE EXAUSTÃO,
CONSIDERANDO AS OPERAÇÕES DO MOTOR PERKIN NAS POTÊNCIAS DE 85
cv, 90 cv e 120 cv.............................................................................................................................. 59
CAPÍTULO VI........................................................................................................................................... 64
CONCLUSÃO............................................................................................................................................ 64
SUGESTÃO PARA TRABALHOS FUTUROS...................................................................................... 66
REFERÊNCIAS......................................................................................................................................... 67
ANEXO A – Massas molares dos produtos da combustão.................................................................... 71
ANEXO B – Calores específicos dos gases de exaustão em função da temperatura........................... 72
ANEXO C – Composição molar dos gases de exaustão......................................................................... 73
ANEXO D – Propriedades do óleo mineral............................................................................................. 74
APÊNDICE A – Cálculo das taxas de calor a serem removidas dos gases de exaustão, com o
auxílio do MATHCAD®........................................................................................................................... 75
APÊNDICE B – Cálculo das vazões mássicas do óleo mineral refrigerante........................................ 77
APÊNCIDE C – Cálculo do rendimento térmico do motor Perkins ottolizado................................... 78
ix
11
LISTA DE FIGURAS
Figura 2.1: Componentes de um motor de combustão interna. Fonte: Filho (1983)................................... 20
Figura 2.2: Diagrama p-v do ciclo padrão a ar Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002)................................ 21
Figura 2.3: Comparação entre o diagrama p-v do ciclo Otto real e o ciclo padrão a ar Otto. Fonte:
Giacosa (1986) ............................................................................................................................................ 22
Figura 2.4: Diagrama p-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002)............................. 23
Figura 2.5: Comparação do diagrama p-v do ciclo Diesel real com o ciclo padrão a ar Diesel. Fonte:
Giacosa (1986)................................................................................................ ............................................. 24
Figura 2.6: Motor turboalimentado. Fonte: Adaptada de http://www.enginelogics.com (2015)................ 26
Figura 2.7: Ondas de compressão. Fonte: Blair, (1996).............................................................................. 28
Figura 2.8: Medições de pressão de exaustão. Fonte: Adaptada de http://www.veryuseful.com (2015).. 29
Figura 2.9: (a) Eficiência Térmica e (b) Temperatura dos gases de escape em função da contrapressão.
Fonte: Adaptada de Joardder, Uddin e Roy (2011)..................................................................................... 31
Figira 2.10: Consumo em função da contrapressão. Fonte: Adaptada de Joardder, Uddin e Roy (2011).. 32
Figura 2.11: Trocador de calor duplo tubo. Fonte: Adaptada de ar.wikipedia.org (2015).......................... 34
Figura 2.12: Configuração de escoamento em trocador de calor duplo tubo. Fonte: Adaptada de
www.lume.ufrgs.br (2015).......................................................................................................................... 35
Figura 4.1: Motor Perkins ottolizado................................................................................. .......................... 42
Figura 4.2: Dinamômetro a freio hidráulico................................................................................................ 43
Figura 4.3: Bancada de controle e aquisitor de dados................................................................................. 43
Figura 4.4: (a) Sistema de refrigeração água-água. (b) Reservatório externo de água................................ 44
Figura 4.5: Medidor de volume................................................................................................................... 45
Figura 4.6: (a) Instrumentação do motor para a medição de temperatura. (b) Leitor digital..................... 46
Figura 4.7: Tomadas de Pressão no coletor original (a) e construído (b). Manômetro (c).......................... 47
Figura 4.8: Leitor Digital............................................................................................................................. 48
Figura 4.9: Eletroventilador......................................................................................................................... 49
Figura 4.10: Coletor de escape original....................................................................................................... 50
Figura 4.11: Coletor de escape construído.................................................................................................. 50
Figura 5.1: Potência motriz em função da contrapressão, em operação sem resfriamento......................... 52
Figura 5.2: Potência motriz em função da contrapressão, em operação com resfriamento......................... 53
Figura 5.3: Temperatura dos gases de escape em função da contrapressão, em operação sem
resfriamento................................................................................................................................................. 54
Figura 5.4: Temperatura dos gases de escape em função da contrapressão, em operação com
refrigeração...................................................................................................................... ............................ 54
Figura 5.5: Incandescência na superfície dos coletores (a) original, (b) construído e da turbina............... 56
Figura 5.6: Consumo em função da potência, em operação sem resfriamento........................................... 57
Figura 5.7: Consumo em função da potência, em operação com resfriamento........................................... 57
x
12
Figura 5.8: Rendimento térmico em função da potência, em operação sem resfriamento.......................... 58
Figura 5.9: Rendimento térmico em função da potência, em operação com resfriamento......................... 58
Figura 5.10: Temperatura dos gases de exaustão em função da potência, na operação sem resfriamento
da turbina................................................................................................................... .................................. 60
Figura 5.11: Temperatura dos gases de exaustão em função da potência, na operação com resfriamento
da turbina..................................................................................................................................................... 60
Figura 5.12: Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a 85 cv............. 62
Figura 5.13: Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a 90 cv............. 62
Figura 5.14: Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a 120 cv........... 63
Figura D.1: Propriedades do óleo mineral. Fonte: Oliveira (2005)............................................................. 74
xi
13
LISTA DE TABELAS
Tabela 5.1: Composição molar e vazão dos gases de exaustão a dadas potências..................................... 61
Tabela 5.2: Taxas de calor a serem removidas dos gases de exaustão........................................................ 61
Tabela A.1: Massa molar dos produtos da combustão do GN.................................................................... 71
Tabela C.1.1: Composição molar dos gases de exaustão............................................................................ 73
Tabela C.1.2: Composição mássica dos gases de exaustão....................................................................... .. 73
Tabela B.1: Vazões mássicas do óleo mineral refrigerante......................................................................... 77
Tabela C.2: Dados de consumo: coletor original, sem resfriamento........................................................... 78
Tabela C.3: Dados de consumo: coletor construído, sem resfriamento...................................................... 78
Tabela C.4: Dados de consumo: coletor original, com esfriamento............................................................ 79
Tabela C.5: Dados de consumo: coletor construído, com resfriamento...................................................... 79
xii
14
LISTA DE SÍMBOLOS E ABREVIAÇÕES
𝑘 – Razão entre o calor específico à pressão constante e o calor específico a volume
constante.
𝜂 – Rendimento térmico
𝑄2−3 – Calor entre os processos 2 e 3 (J)
𝑄4−1 - Calor entre os processos 4 e 1 (J)
P – Pressão (bar)
T - Temperatura (K)
𝑞 – Taxa de calor (W)
𝑈 – Coeficiente global de transferência de calor (W/m².K)
𝐴 – Área de transferência de calor (m²)
∆𝑇1– Variação de temperatura na zona 1 do trocador de calor (K)
∆𝑇2 – Variação de temepratura na zona 2 do trocador de calor (K)
𝐶�̅� - Calor específico molar à pressão constante (kJ/kmol.K)
xiii
15
CAPÍTULO I
1.1 INTRODUÇÃO
Durante o horário de pico no Brasil, o preço do kWh pode chegar a custar até nove
vezes o valor cobrado fora daquele período. Em consequência, várias indústrias, shopping
centers, hotéis, e outros setores da atividade comercial utilizam grupos geradores. Tais
grupos são, via de regra, compostos por motores a diesel e gerador elétrico, de diferentes
capacidades. A razão da utilização dos motores a diesel está na sua robustez, e por isto
mesmo são, também, encontrados em vários tipos de veículos pesados como ônibus e
caminhões. O lado negativo destes motores advém da larga poluição ambiental que
produzem, ao liberarem grandes quantidades de material particulado e de compostos de
enxofre em seus gases de exaustão.
Por sua vez, o Gás Natural, GN, graças ao seu elevado poder calorífico, fácil
manuseio e, sobretudo, pela baixa contaminação causada por sua queima, é considerado
um combustível nobre. Outros combustíveis alternativos, ao diesel, sobretudo, no que
tange à contaminação ambiental, são o etanol e o Gás LP.
Com vistas a reduzir a poluição ambiental, gasosa e sonora, além de buscar tornar
mais econômico o gasto com combustível, via substituição do diesel, o Laboratório de
Inovação do Centro de Tecnologia tem, desde 2004, desenvolvido um processo autóctone
de conversão de motores Diesel. Os motores ali convertidos passam a funcionar, seja com
GN, com GLP, com etanol, ou, ainda, com o gás pobre, que é aquele produzido a partir de
gaseificadores.
Em qualquer processo de ottolização a octanagem do combustível é um parâmetro
de grande importância para o bom funcionamento do motor. Quanto maior o seu valor,
melhor será a resistência do combustível às altas pressões no interior dos cilindros, sem
sofrer o indesejado fenômeno da auto detonação. Dependendo, portanto, do combustível, é
necessário se buscar tanto a taxa de compressão, como os ângulos de avanço de ignição,
mais adequados ao funcionamento de um motor do ciclo Otto.
16
Como se sabe, quanto ao processo de admissão do ar, há dois tipos de motores de
combustão interna: aqueles naturalmente aspirados e, os mais modernos, os turbos
alimentados. Os motores naturalmente aspirados operam a pressões fixas na admissão, com
valores próximos àqueles da atmosfera. Nos turboalimentados, contudo, há maior
complexidade, tendo em vista a consequente elevação das pressões internas (admissão),
advinda da ação do turbocompressor.
Um dos efeitos que pode ser destacado, nos motores turboalimentados ottolizados, é
a tendência de um aquecimento excessivo do sistema de escape, que pode gerar a redução
de desempenho do motor, bem como da vida útil de seus componentes. Outro aspecto
intrínseco ao mesmo agente destes problemas é a falta de fluidez na saída dos gases de
escape, tendo em vista a existência da elevação da pressão e de massa da mistura admitida.
Percebe-se que a origem dessas dificuldades reside, grandemente, na geometria do coletor
de escape.
1.2 OBJETIVO GERAL
O objetivo geral deste trabalho é realizar uma análise das influências da
contrapressão, no sistema de exaustão, e do resfriamento da turbina no desempenho de um
motor Perkins turboalimentado, modelo 1104C-44TAG2, ottolizado para gás natural.
1.2.1 OBJETIVOS ESPECÍFICOS
Consequentemente, passam a ser os objetivos específicos:
- Estudar o fenômeno da contrapressão, dando-se destaque aos efeitos sobre o
coletor de escape e a turbina em motores de combustão interna turboalimentados;
- Construir um novo coletor de escape para o motor Perkins ottolizado;
- Realizar as medições da contrapressão para os dois coletores de escape (original e
construído);
- Avaliar a influência do resfriamento da turbina no desempenho do motor Perkins;
- Determinar a relação entre a potência máxima alcançada pelo motor, o seu
consumo, a temperatura dos gases de escape e a contrapressão;
- Realizar uma análise teórica simplificada do resfriamento dos gases queimados.
17
1.3 ORGANIZAÇÃO DO TRABALHO
O trabalho encontra-se organizado do seguinte modo:
O Capítulo II é destinado ao tratamento teórico dos fundamentos que alicerçam o
desenvolvimento e a compreensão deste trabalho.
O Capítulo III discorre sobre a ottolização, fazendo-se uma apreciação sobre alguns
projetos desenvolvidos no Laboratório de Inovação (LI) da UFPB; discutindo-se alguns
aspectos da ottolização do motor Perkins 1104C-44TAG2 e, por fim, tecendo-se alguns
comentários sobre os combustíveis: diesel e gás natural.
O Capítulo IV destina-se ao detalhamento do desenvolvimento experimental,
destacando-se os aparatos utilizados e discutindo-se a metodologia empregada.
No Capítulo V, são expostos os resultados obtidos nos testes realizados com os dois
modelos de coletor de escape; faz-se uma análise teórica simplificada acerca do
resfriamento dos gases de exaustão e da turbina, além de se discutirem esses resultados.
No Capítulo VI, são apresentadas as conclusões deste trabalho.
2
3
18
4
5
6 CAPÍTULO II
FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
2.1 INTRODUÇÃO
Este capítulo é destinado ao tratamento teórico dos fundamentos que alicerçam o
desenvolvimento e a compreensão deste trabalho. Apresenta uma abordagem resumida
sobre motores de combustão interna, discutindo-se seus componentes, ciclos
termodinâmicos, a contrapressão no sistema de exaustão e, por fim, introduz algumas
considerações relevantes para o projeto de um trocador de calor duplo tubo.
2.2 MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA
Como é sabido, os motores de combustão interna são máquinas térmicas que operam
com base em ciclos termodinâmicos específicos, nos quais a energia liberada na combustão
de determinado combustível é convertida parcialmente em energia mecânica. Em tais
ciclos, o fluido de trabalho consiste dos gases da combustão (MARTINELLI, 2002).
2.2.1 RESUMO BÁSICO DOS PRINCIPAIS COMPONENTES DOS MOTORES DE
COMBUSTÃO INTERNA
2.2.1.1 Cilindro
Por cilindro denomina-se a peça de formato cilíndrico, na qual se desloca o pistão
(MARTINELLI, 2002).
19
2.2.1.2 Bloco do motor
Chama-se de bloco o corpo do motor, peça que recebe as demais partes que o
constituem. Ali são alojados os cilindros. Na parte inferior do bloco, encontram-se os
mancais centrais, local onde se apoia o eixo das manivelas. Na parte superior, localiza-se o
cabeçote (MARTINELLI, 2002).
2.2.1.3 Cabeçote
Denomina-se de cabeçote a parte superior do motor, onde ficam localizadas as
válvulas, câmaras de combustão, velas etc. A construção do cabeçote separado do bloco
traz vantagens de facilitar a usinagem do cilindro e da câmara, de possibilitar a variação da
taxa de compressão e de tornar mais fácil a limpeza da câmara de combustão (FILHO,
1983).
2.2.1.4 Câmara de combustão
A câmara de combustão é o local onde ocorre a combustão e onde estão localizados
os eletrodos da vela e as cabeças das válvulas. A câmara varia de acordo com o tipo do
motor. É projetada buscando criar certa turbulência, durante a fase da compressão, de
forma tal que a velocidade de propagação da chama seja a melhor possível (FILHO, 1983).
2.2.1.5 Cárter
Cárter é a parte inferior do bloco que cobre os componentes inferiores do motor, e
onde fica depositado o óleo lubrificante (MARTINELLI, 2002).
2.2.1.6 Pistão
Por pistão compreende-se a peça que recebe o impulso promovido pelos gases da
combustão e o transmite para a biela. O pistão divide-se em três partes denominadas
cabeça, corpo e saia. A saia geralmente tem diâmetro maior do que a cabeça. Deve-se
20
projetar um pistão de forma que possua características tais como elevada resistência
mecânica, boa resistência ao calor, alta resistência ao desgaste, boa condutividade térmica,
leveza e produza baixo nível de ruído (FILHO, 1983).
2.2.1.7 Biela
A biela é uma peça em forma de haste que transmite os movimentos do pistão para
o eixo do motor. Nos motores automotivos, a biela possui formas que permitem resistir às
forças centrífugas atuantes. A biela divide-se em partes denominadas cabeça, haste e pé
(FILHO, 1983).
2.2.1.8 Árvore de manivela
A árvore de manivela também é conhecida por virabrequim, eixo do motor ou eixo
de manivela. Esta peça transforma o movimento do pistão em um movimento rotativo. Ela
se divide em partes tais como: o mancal fixo, mancal móvel, braço de manivela,
contrapeso e flange de fixação do volante (FILHO, 1983).
2.2.1.9 Válvulas
As válvulas aqui referidas servem para interromper ou liberar o fluxo de gases de
aspiração e descarga, nos devidos tempos, a cada ciclo do motor. São divididas em partes
denominadas cabeça e haste (FILHO, 1983).
2.2.1.10 Eixo de comando de válvulas
O eixo de comando de válvulas determina quando as válvulas de admissão e de
escapamento vão abrir.
2.2.1.11 Coletor de admissão
O coletor de admissão é uma peça formada por dutos que possuem como principal
função conduzir o ar atmosférico até os cilindros, otimizando o rendimento volumétrico e
produzindo baixas perdas de pressão no escoamento do ar (HEISLER, 1995).
21
2.2.1.12 Coletor de escape
Em motores aspirados, o coletor de escape é responsável por captar os gases
resultantes da combustão nos cilindros e transferi-los para o catalisador ou silenciador,
antes de serem descartados. Em motores turboalimentados, o coletor de escape capta os
gases resultantes da combustão e envia-os para a turbina, a fim de aproveitar sua energia
(HEISLER, 1995).
A Figura 2.1 esquematiza alguns desses componentes.
Figura 2.1 – Componentes de um motor de combustão interna. Fonte: Filho (1983).
2.2.2 CICLOS TERMODINÂMICOS IDEAIS DOS MOTORES DE COMBUSTÃO
INTERNA
A transformação da energia interna dos combustíveis em energia mecânica,
partindo-se do processo exotérmico da combustão, envolve a realização de processos
cíclicos por estes motores. Esses processos podem ser aproximados por ciclos
termodinâmicos ideais, quais sejam o ciclo padrão a ar Otto e o ciclo padrão a ar Diesel.
Tais ciclos possuem algumas peculiaridades que serão discutidas abaixo.
2.2.2.1 Ciclo padrão a ar Otto
É um ciclo ideal que se aproxima do motor de combustão interna por centelha. O
diagrama p-v deste ciclo está mostrado na Figura 2.2.
22
Figura 2.2 – Diagrama p-v do ciclo padrão a ar Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002).
Da leitura do diagrama nota-se que o processo 1-2 é uma compressão isoentrópica
do ar, quando o pistão se move do ponto morto inferior ao ponto morto superior. O
processo 2-3 corresponde à transferência de calor para o ar, a volume constante, no instante
em que o pistão se encontrava em repouso, no ponto morto superior (processo de ignição e
combustão em um motor real). O processo 3-4 é uma expansão isoentrópica, e o processo
4-1 corresponde à liberação de calor pelo ar, estando o pistão no ponto morto inferior
(WYLEN, SONNTAG, BORGNAKKE, 1995).
Admitindo-se que os calores específicos do ar sejam constantes, uma relação
simples pode ser obtida para o rendimento térmico desse ciclo. Como as etapas 1-2 e 3-4
são isoentrópicas, a seguinte relação pode ser deduzida:
𝑇2
𝑇1= (
𝑣1
𝑣2)
𝑘−1
=𝑇3
𝑇4= (
𝑣4
𝑣3)
𝑘−1
(2.1)
Na Eq. (2.1), 𝑇𝑖 (i = 1 ...4) e 𝑣𝑖 representam, respectivamente, a temperatura e o volume
específico no ponto 𝑖 do diagrama da Figura 2.2, e 𝑘 é o coeficiente isentrópico, a razão
entre o calor específico à pressão constante e o calor específico a volume constante.
O rendimento térmico, 𝜂, pode então ser escrito:
23
𝜂 =𝑄2−3 − 𝑄4−1
𝑄2−3= 1 −
𝑇1 (𝑇4
𝑇1− 1)
𝑇2 (𝑇3
𝑇2− 1)
= 1 − (𝑟𝑣)1−𝑘
(2.2)
Na Eq. (2.2) 𝑄2−3 é o calor recebido no processo 2-3 do diagrama 2.2, assim como 𝑄4−1 é
o calor rejeitado no processo 4-1. O parâmetro 𝑟𝑣 é denominado relação de compressão.
Para um motor de ignição por centelha, o rendimento, também, cresce com o
aumento da relação de compressão. No entanto, um aumento acima de um valor limite
pode causar o fenômeno da detonação do combustível (WYLEN, SONNTAG,
BORGNAKKE, 1995).
O ciclo Otto real pode ser comparado ao ciclo padrão a ar Otto. Tal comparação
está exposta na Figura 2.3:
Figura 2.3 – Comparação entre o diagrama p-v do ciclo Otto real e o ciclo padrão a ar
Otto. Fonte: Giacosa (1986).
No ciclo Otto real, assim como em todo ciclo real, há perdas resultantes dos
processos irreversíveis. Na região A da Figura 2.3 temos as perdas que ocorrem, em razão
da transferência de calor do fluido de trabalho para as paredes do cilindro. A região B traz
as perdas resultantes do fato de que o recebimento de calor, no processo real, não é
24
instantâneo, ou seja, a ignição do combustível não é instantânea, como considerada no ciclo
ideal. Nesse ponto estão incrementadas também as perdas devidas às irreversibilidades
geradas no processo reativo da combustão. Na região C, estão representadas as perdas
ocorridas, em virtude da abertura antecipada da válvula de descarga, que ocorre antes de o
pistão atingir o ponto morto superior. No ciclo ideal, essa abertura dá-se instantaneamente.
Por fim, a região D apresenta as perdas de pressão que ocorrem na admissão e descarga do
motor de ignição por centelha.
2.2.2.2 Ciclo padrão a ar Diesel
É um ciclo ideal que se aproxima do motor de combustão interna por compressão. O
diagrama p-v deste ciclo está mostrado na Figura 2.4.
Figura 2.4 – Diagrama p-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002).
Nesse ciclo, o fluido de trabalho recebe calor à pressão constante. Processo tal que
corresponde à injeção e queima do combustível no motor real. Do diagrama p-v nota-se
que a etapa 1-2 é uma compressão isoentrópica, 2-3 é uma expansão isobárica, 3-4 uma
expansão isoentrópica e 4-1 uma etapa isovolumétrica. Como ocorre a expansão do gás,
durante a transferência de calor, essa deve ser apenas suficiente para manter um processo
isobárico. Ao atingir o estado 3, cessa-se a transferência de calor, ocorrendo então o
25
processo 3-4 até o pistão atingir o ponto morto inferior. A rejeição de calor ocorre a
volume constante, com o pistão no ponto morto inferior, simulando os processos de
descarga e admissão do motor real (WYLEN, SONNTAG, BORGNAKKE, 1995).
O rendimento térmico, 𝜂, para esse ciclo é dado por:
𝜂 = 1 −𝑄4−1
𝑄2−3= 1 −
𝑇1(𝑇4
𝑇1− 1)
𝑘𝑇2(𝑇3
𝑇2− 1)
(2.3)
Na Eq. (2.3), 𝑄2−3 é o calor recebido pelo ar e 𝑄4−1 é o calor rejeitado.
O ciclo Diesel real pode ser comparado com o ciclo padrão a ar Diesel. Tal
comparação está exposta na Figura 2.5:
Figura 2.5 – Comparação do diagrama p-v do ciclo Diesel real com o ciclo padrão a ar
Diesel. Fonte: Giacosa (1986).
De maneira semelhante à feita na análise para o ciclo Otto, também é possível
destacar, para o ciclo Diesel, a partir da Figura 2.5, as regiões de perdas nos motores reais
provocadas pelas irreversibilidades dos processos. Em A, as perdas ocorrem no processo
de expansão e são provocadas pela transferência de calor entre o fluido e o cilindro. Em B,
as perdas resultam do fato de que o recebimento de calor, no processo real não é
instantâneo, ou seja, a ignição do combustível não é instantânea, como considerada no
26
ciclo ideal. Nesse ponto estão incrementadas também as perdas devidas às
irreversibilidades geradas no processo reativo da combustão. Já em C, destacam-se as
perdas, em virtude da abertura antecipada da válvula de exaustão. Por fim, em D, as
irreversibilidades são provocadas pelas perdas de pressão, nas etapas de admissão e de
exaustão.
Em suma, a diferença fundamental entre o ciclo Otto e o ciclo Diesel decorre do
fato de que, no Diesel, a temperatura, ao final da compressão, é suficientemente alta para
que a combustão se inicie espontaneamente. Essa ocorrência é facilitada, por se utilizar nos
motores Diesel maior razão de compressão.
Para a mesma razão de compressão, a eficiência térmica do motor Otto é superior à
do Diesel. No entanto, a pré-ignição limita a razão de compressão que poderia ser obtida
no motor Otto. Assim, o motor Diesel opera com razões de compressão maiores e, logo,
com eficiências mais altas (SMITH, VAN NESS, ABBOTT, 2007).
2.2.3 MOTORES TURBOALIMENTADOS DO CICLO OTTO
Os motores de combustão interna também podem ser classificados em aspirados ou
turboalimentados. Nos primeiros, o ar é apenas succionado pelos pistões para dentro do
cilindro, estando a pressão no coletor de admissão menor do que a atmosférica. Nos
turboalimentados, a pressão no coletor de admissão aumenta além da atmosférica, devido à
ação do turbocompressor (HIERETH, PRENNINGER, 2003).
O turbocompressor possui, em um único eixo, um par de rotores axiais que opera de
um lado como turbina e do outro como compressor. Os gases de escape giram tanto o rotor
da turbina quanto o do compressor. Assim, a mistura ar/combustível, ao ser admitida na
entrada do compressor, é comprimida a pressões acima da atmosférica, aumentando a massa
de mistura adicionada ao cilindro, comparativamente aos aspirados, o que acarreta em um
aumento da potência do motor. O processo de turboalimentação está representado na Figura
2.6.
27
Figura 2.6 – Motor turboalimentado. Fonte: Adaptada de http://www.enginelogics.com
(2015).
As etapas e elementos enumerados são: 1. Entrada do compressor, 2. Descarga do
compressor, 3. Trocador de calor, 4. Válvula de admissão, 5. Válvula de exaustão, 6.
Entrada da turbina e 7. Descarga da turbina.
Pulkrabek (2003) observou que, ao se aumentar a pressão de admissão por ação de
um turbo compressor, eleva-se o pico de pressão no cilindro, com o consequente ganho de
potência. No entanto, esse aumento de pressão ocasiona um aumento da temperatura da
mistura ar/combustível, podendo causar a sua ignição espontânea. Por essa razão, adiciona-
se o trocador de calor. Este, além de diminuir a temperatura da mistura, aumenta sua massa
específica, fazendo com que se introduza mais combustível na etapa de admissão.
2.2.4 SISTEMA DE EXAUSTÃO E A CONTRAPRESSÃO
É comum se encontrar variações nas seções transversais dos coletores de escape,
seja em razão do projeto, ou por motivo das condições dos acoplamentos. Assim, Pogorevc
e Kegl (2004) destacam a importância do projeto dos sistemas de exaustão, visando a
aperfeiçoar o desempenho de um motor de combustão interna. Parâmetros como forma,
28
comprimento dos dutos e diâmetros têm efeitos cruciais nas características de
funcionamento do motor.
Sistemas de exaustão bem projetados, capazes de coletar gases de escape dos
cilindros do motor e descarregá-los de forma rápida e silenciosa, devem ser capazes de:
• Minimizar a resistência ao fluxo dos gases (pressão de retorno) e mantê-lo dentro dos
limites especificados ao modelo do motor para proporcionar o máximo de eficiência;
• Reduzir a emissão de ruído para atender às regulamentações locais e requisitos de
aplicação;
• Fornecer uma folga adequada entre os componentes do sistema de escape e componentes
de motores, para reduzir o impacto das altas temperaturas do escape em tais itens;
• Ter disposição para rejeitar calor. (Turbocompressores não devem ser acondicionados
sem ter seus componentes blindados ao superaquecimento). No escape, os gases
encontram-se a altas temperaturas, em regimes críticos, podendo atingir 1000 ºC na entrada
da turbina. Assim, é importante que o turbocompressor esteja em perfeitas condições de
uso. Em caso contrário, o motor terá seu funcionamento seriamente comprometido, em
razão, sobretudo, de se danificar a turbina.
Os gases, após passarem pelas pás da turbina e transformarem parte de sua energia
cinética em energia mecânica, com a consequente elevação da temperatura e da pressão,
entram na tubulação de escape, por onde passarão pela sonda lambda e serão devolvidos à
atmosfera.
Em motores aspirados, o catalisador ou o silenciador podem dificultar o fluxo dos
gases de escape, devido ao efeito da contrapressão. Contrapressão, nesse caso, pode ser
definida, de forma simples, como uma resistência ao fluxo positivo dos gases de escape.
Refere-se, dessa forma, à pressão exercida sobre um fluido em movimento, devido a
obstruções à direção de fluxo. Em motores turbinados, o efeito da contrapressão se dá,
principalmente, devido ao coletor de escape. Tal efeito provoca o retorno dos gases
queimados à câmara de combustão, acarretando perdas de potência e rendimento, além de
esses gases, estando a altas temperaturas, promoverem o superaquecimento da turbina.
A pressão média no coletor de escape, durante o curso, é chamada de pressão de
escape média. A diferença entre a pressão de escape média e a pressão atmosférica é
definida como contrapressão ou backpressure (DOMKUNDWAR, 2000).
Os pulsos de gases dentro do motor vêm na forma de ondas de pressão. Pulsos de
exaustão ou escape são compostos por ondas de compressão, conforme exemplificado na
29
Figura 2.7. Na qual, ao é a velocidade das ondas de pressão em m/s, P é a pressão das
ondas em atm, c é a velocidade das partículas do gás em m/s e o índice e refere-se às ondas
de compressão. Como observado na imagem, as ondas de compressão causam o
movimento das partículas no mesmo sentido do fluxo. No entanto, essas ondas de
compressão geradas pelo motor, quando passam por descontinuidades, geram ondas de
reflexão que atuam no sentido contrário das incidentes. Esse processo de reflexão das
ondas ocorre em pontos do sistema como curvas, junções de dutos e obstruções (BLAIR,
1996).
A contrapressão pode causar uma variedade de problemas. Tal fenômeno pode
estrangular a exaustão do motor e provocar uma grande queda no seu desempenho. O
mesmo pode acontecer, se um silenciador, ou ressonador, for conectado ao coletor de
escape. Qualquer coisa que restrinja o fluxo de escape pode criar contrapressão excessiva
no sistema.
Figura 2.7 – Ondas de compressão. Fonte: Blair, (1996).
Os sintomas clássicos de alta contrapressão incluem a redução de velocidade dos
gases de escapamento ou gases queimados, aumento do consumo de combustível e até
mesmo superaquecimento. Tudo o que causar contrapressão também vai provocar
superaquecimento. Cerca de um terço da energia produzida pela combustão sai com os
gases queimados, em forma de calor. Por isso, se o calor não puder ser retirado, pode
sobrecarregar o sistema de resfriamento e fazer o motor funcionar mais quente do que o
30
normal, especialmente em altas cargas, além de causar danos à turbina em motores
turboalimentados (BENNETHUM, WINSOR, 1991).
A contrapressão em carga baixa, na maioria dos motores, geralmente deve ser
inferior a 10 kPa. Isto irá variar um pouco de um motor para outro, dependendo da
concepção do sistema de escape, em particular do coletor de escape, do tamanho dos tubos
ou da restrição provocada por um catalisador ou silencioso.
A Figura 2.8 ilustra uma análise de medições da pressão de exaustão, durante o
início e o final do tempo de observação de gases de exaustão em um escape. Pode-se
observar a existência de um pico positivo de pressão, na extremidade esquerda da Figura
2.7, enquanto a válvula de exaustão só abre em BDC. Neste ponto, os gases de escape
fluem sob essa pressão positiva, até deixarem a câmara de combustão. A pressão traçada é
positiva. Assim, para que haja o fluxo, a energia deve ser usada para superar a
contrapressão positiva no sistema de escape, antes que os gases de escape sejam
empurrados para fora da câmara de combustão. Só depois de superar a contrapressão
positiva, os gases de exaustão começam a escoar mais rapidamente e criar uma pressão
negativa. A pressão traçada no diagrama é baixa, ou tem um valor negativo. Quanto mais
negativa a pressão, mais significativa é a sucção criada, resultando em vácuo no sistema. O
sistema, literalmente, evacua os gases de exaustão para fora da câmara de combustão ou
dos cilindros. Este efeito de sucção ou “scavenging” não somente ajuda a remover os
gases, mas também ajuda a admitir a mistura de ar/combustível. Quanto mais rápido o
escoamento dos gases de combustão, maior o vácuo.
Figura 2.8 – Medições de pressão de exaustão. Fonte: Adaptada de
http://www.veryuseful.com (2015).
31
Joardder, Uddin e Roy (2011) analisaram a influência da contrapressão na
eficiência térmica de um motor de combustão interna, operando a 600, 950 e 1200 rpm, a
diferentes cargas. A eficiência térmica ficou quase que constante para baixas, médias e
altas cargas, em 600 rpm. A 950 rpm, a eficiência diminuiu mais acentuadamente para
baixas, médias e altas cargas. A 1200 rpm, a eficiência foi reduzida rapidamente, com o
aumento da contrapressão, para baixas cargas. Para altas e médias cargas, a produção de
poluentes foi alta o suficiente para impossibilitar a coleta de dados. Tal análise pode ser
realizada, a partir da Figura 2.8 a.
Joardder, Uddin e Roy (2011) também analisaram a influência da contrapressão na
temperatura dos gases de escape para as mesmas variações de rotação e cargas. Concluíram
que a temperatura dos gases aumenta com o aumento da contrapressão para 600, 950 e
1200 rpm, em todas as condições de carga. A contrapressão provoca o aumento da
temperatura dos gases de escape, tendo em vista ficarem retidos por mais tempo, na linha
de exaustão, antes de serem removidos. A Figura 2.9 b traz o gráfico resultante.
(a)
32
(b)
Figura 2.9 – (a) Eficiência Térmica e (b) Temperatura dos gases de escape em função da
contrapressão. Fonte: Adaptada de Joardder, Uddin e Roy (2011).
Joardder et al. (2011) também estudaram a influência da contrapressão no consumo
do motor, mantendo as mesmas variações de rotação e de cargas. Suas conclusões podem
ser entendidas, a partir da análise da Figura 2.10. A partir daquela figura, vê-se que, a 600
rpm, não houve nenhuma mudança significativa no consumo. A 950 rpm, o consumo
aumentou, com a elevação da contrapressão, para todas as condições de carga. A 1200 rpm,
na condição de baixa carga, o consumo também aumentou com a contrapressão. Em suma,
concluíram que, até certo limite de carga e de contrapressão, não existiu nenhum efeito
significativo no desempenho do motor. No entanto, em condições excessivas de
contrapressão, houve diminuição do desempenho do motor e alto consumo de combustível.
33
Figura 2.10 – Consumo em função da contrapressão. Fonte: Adaptada de Joardder, Uddin e
Roy (2011).
Hiereth e Prenninger (2003) observaram que existe um aumento da contrapressão,
com a elevação da massa admitida em motores turboalimentados, gerando perdas de
potência e um aumento da temperatura no sistema de exaustão. Verificaram que tal efeito
relaciona-se fortemente com o coletor de escape. Assim, propuseram uma otimização da
disposição geométrica dos coletores de escape, a fim de proporcionar maior fluidez na saída
dos gases de exaustão.
Kesgin (2004) analisou, por meio de um modelo zero dimensional, as consequências
geradas pela alteração do dimensionamento do sistema de escape para uma família de
motores a gás, turboalimentados. Constatou que o aumento do diâmetro do coletor de
escape proporciona uma elevação da eficiência térmica do motor, resultando em aumento
de potência. Tal aumento relaciona-se com o menor esforço exercido pelos pistões, a fim de
impulsinarem os gases de exaustão para fora do cilindro.
34
2.3 ANÁLISE TÉRMICA DE TROCADORES DE CALOR DUPLO TUBO
Trocadores de calor são equipamentos construídos para, como o nome sugere,
promoverem transferência de calor entre dois fluidos. Há vários tipos de trocadores, que são
classificados com base em sua construção mecânica: duplo tubo, casco-e-tubos, placas,
espiral, etc.
As equações tradicionais para a análise térmica em trocadores de calor estão
baseadas em um conjunto de hipóteses clássicas, como coeficiente global de transferência
de calor e propriedades termofísicas constantes, ao longo da área de transferência, além da
consideração de não haver perdas de calor para o ambiente. Estas considerações permitem
soluções analíticas que são funções da configuração do escoamento, do balanço de energia e
da equação de projeto, ao longo da área de transferência de calor, representadas pelas
relações conhecidas por Método DTML (Diferença de Temperatura Média Logarítmica) e
por NUT (Número de Unidades de Transferência) (SISSOM, PITTS, 1988).
Um tratamento acurado para o projeto de trocadores de calor deve incluir a análise
térmica, análise estrutural, considerações de fabricação, análise de custos, além de análise
da queda de pressão, ao longo do escoamento.
Um dos principais problemas para o projeto de trocadores de calor é a determinação
dos coeficientes globais de transferência de calor e das perdas de carga. Nesse sentido,
alguns métodos foram desenvolvidos, na tentativa de minimizar os erros de cálculo em
relação ao processo real. Os mais conhecidos são: o Método de Bell-Delaware, o Método
das correntes e o Método Chen. Tais métodos constituem a base de várias rotinas
computacionais comercializadas para o projeto de trocadores de calor, como o software
Xist®.
A discussão aqui exposta resume-se à análise térmica feita em um trocador duplo
tubo, em operação contracorrente, como exemplificado na Figura 2.11.
35
Figura 2.11 – Trocador de calor duplo tubo. Fonte: Adaptada de ar.wikipedia.org (2015).
Com base na análise tradicional citada acima, o método DTML fornece a taxa de
transferência de calor, dada por:
𝑞 = 𝑈𝐴∆𝑇2 − ∆𝑇1
ln (∆𝑇2/∆𝑇1)
(2.4)
Onde 𝑈 é o coeficiente global de transferência de calor, e 𝐴 é a área de troca. ∆𝑇2 e ∆𝑇1
podem ser avaliados com base na configuração do escoamento dos fluidos (SISSOM,
PITTS, 1988). A Figura 2.12 apresenta a distribuição de temperaturas dos fluidos quente e
frio, quando se considera o trocador operando em correntes paralelas e em contra corrente.
36
Figura 2.12 – Configuração de escoamento em trocador de calor duplo tubo. Fonte:
Adaptada de www.lume.ufrgs.br (2015).
Assim, para a configuração contracorrente ou correntes opostas, ∆𝑇2 = 𝑇𝑞𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 − 𝑇𝑓𝑠𝑎í𝑑𝑎
e ∆𝑇1 = 𝑇𝑞𝑠𝑎í𝑑𝑎 − 𝑇𝑓𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎, onde 𝑞 refere-se a quente e 𝑓 a frio. Note-se que operações
em contracorrente promovem uma diferença de temperatura mais constante, ao longo do
trocador de calor, promovendo uma maior eficiência de troca.
Como já abordado, o fenômeno da contrapressão pode causar superaquecimento e
este, por sua vez, pode provocar danos à turbina em motores turboalimentados. O trocador
de calor duplo tubo pode ser utilizado, por exemplo, para resfriar os gases de escape
superaquecidos por esse fenômeno. Em tal projeto, os gases podem escoar em
contracorrente com um óleo refrigerante. O fluido quente poderá escoar no tubo interno,
enquanto o frio circulará no tubo externo. Tal trocador de calor poderá ser instalado entre o
coletor de escape e o turbocompressor, evitando-se, assim, um possível dano a este último.
O coeficiente global de troca, assim como a área de troca podem ser aumentados
com a utilização de chicanas. Chicanas são peças montadas transversalmente à área de
escoamento em um tubo, de forma a ampliar o caminho originalmente percorrido,
promovendo turbulências no escoamento (aumentando o coeficiente convectivo e, logo, o
coeficiente global de troca) com consequente alargamento da área de troca.
37
CAPÍTULO III
OTTOLIZAÇÃO
3.1 INTRODUÇÃO
O presente capítulo é destinado a uma análise sobre a ottolização. Serão revisados
alguns projetos desenvolvidos no Laboratório de Inovação da UFPB, LI, discutidas algumas
particularidades da ottolização do motor Perkins 1104C-44TAG2 de quatro cilindros,
turboalimentado e com taxa de compressão original de 18,2:1 e, por fim, será feita uma
abordagem sobre os combustíveis diesel e gás natural.
3.2 PROJETOS DESENVOLVIDOS NO LI
O Laboratório de Inovação da Universidade Federal da Paraíba vem acumulando
resultados satisfatórios nos projetos de conversão de motores Diesel e em seus
aprimoramentos. Tais conversões e aprimoramentos vêm sendo realizados, a partir do
desenvolvimento de técnicas simples, de baixo custo e reversíveis. Como exemplos, podem
ser citados os seguintes trabalhos:
Rumão (2008) converteu um motor MWM D229-4, naturalmente aspirado, para gás
natural e realizou uma simulação de um grupo gerador em um chão de fábrica. A partir de
seu trabalho, concluiu que a substituição do diesel pelo gás natural permite uma economia
com gastos de combustível que variou entre 36% e 52%, a depender da carga de trabalho,
além de ganhar em potência, redução de ruído e emissão de poluentes.
Queiroga (2009) converteu um motor MWM D229-6, também naturalmente
aspirado, para operar com etanol. O motor ottolizado foi acoplado a um gerador elétrico e
funcionou com rotação de 1800 rpm. O autor concluiu que houve uma redução da potência
em 27%, economia de 9,51% em gasto de combustível, operando a 73% da potência
máxima original, além de se diminuir o nível de ruído.
38
Oliveira (2009) converteu o mesmo motor MWM D229-4 para operar com GLP.
Reproduziu os testes em conformidade com o trabalho realizado por Rumão (2008),
concluindo que tal conversão trouxe ganho de potência em torno de 14%, redução de
consumo de até 15%, além de restringir o nível de ruído, em relação ao motor Diesel
original.
Ferraz (2010) converteu um motor Mercedes OM-366, para operar com gás natural,
naturalmente aspirado, possuindo bicos internos à tampa do cabeçote. Concluiu que houve
um aumento de potência em torno de 13% em relação ao diesel original, além de
proporcionar economia em combustível, quando operando a potências superiores a 53 kW
(80% da máxima).
Oliveira (2012) converteu um motor Diesel turbinado, da Perkins, para operar com
GLP. O motor convertido foi testado com três sistemas de alimentação distintos. Para cada
sistema analisou o consumo, as potências, temperaturas e pressões nos sistemas auxiliares
do motor e emissões do escape. Concluiu que os sistemas com cumbustível aspirado por
controle mecânico apresentaram desempenhos semelhantes ou superiores ao injetado
eletronicamente.
Queiroga (2012) ottolizou um motor Diesel turboalimentado, produzido pela
Perkins, para operar com etanol hidratado. O autor desenvolveu um modelo semiempírico, a
partir dos ensaios e de correlações existentes. Tal modelo foi capaz de reproduzir, de forma
satisfatória, os dados reais de potência e de rendimento.
Rumão (2013) ottolizou um motor Diesel da MWM D229-4, para funcionar com gás
pobre. O gás pobre foi produzido a partir de um gaseificador de biomassa (diversos tipos de
madeira). Concluiu que o uso de gás pobre, a partir da biomassa residual, é uma fonte
energética viável para geração de energia elétrica. Com as alterações propostas, o sistema
produziu potência elétrica máxima de 26 kWe, com consumo específico de 0,838 kg/kWe.h.
Ferraz (2014) realizou uma análise de desempenho em um motor Perkins 1104C-
44TAG2 de quatro cilindros convertido a gás natural. Concluiu, por exemplo, que:
O aumento do avanço de ignição provoca elevação nos níveis de NOx na exaustão
do motor;
O resfriamento da turbina permite que o motor alcance e opere em maiores
potências;
A redução da taxa de compressão no motor ocasiona o aumento das pressões de
admissão;
39
Ao operar com taxa de 8,7:1 desenvolveu potência de 120 cv (80% da potência
nominal do motor a Diesel), utilizando 36,4% da energia disponível da combustão.
Operando com taxa de 12,3:1 utilizou 35,8% da energia da combustão e
desenvolveu 85 cv. Com taxa de 7,6:1, utilizou 33,1% da energia e desenvolveu 90
cv. Obteve, assim, melhor desempenho, ao operar com taxa de compressão de
8,7:1.
3.3 ASPECTOS DA OTTOLIZAÇÃO DO MOTOR PERKINS 1104C-44TAG2
Ao se efetuar a ottolização de um motor Diesel turboalimentado, um dos aspectos
que é observado diz respeito a o nível da temperatura de combustão ser mais elevado do que
no próprio motor a diesel (MARTINS, 2006).
Nos motores turboalimentados, o turbocompressor, como já mencionado, aumenta a
quantidade de mistura ar/combustível introduzida a cada ciclo, elevando, ainda mais, a
pressão e a temperatura da combustão e, consequentemente, dos gases de escape, podendo
ocasionar o superaquecimento da turbina.
Com o aumento da massa de ar/combustível admitida, aumenta-se também,
consequentemente, a quantidade de massa a ser eliminada na exaustão. Assim, se forem
mantidas as mesmas condições no sistema de escape do motor original, pode ocorrer o
fenômeno da contrapressão, dificultando o escoamento dos gases de exaustão e
promovendo o aquecimento excessivo de todos os componentes que se encontram a jusante.
Logo, ao se ottolizar um motor desse tipo, deve-se ter atenção a esses
condicionamentos. Por essa razão, neste trabalho, houve a preocupação de se substituir o
coletor de escape original, cuja geometria concorria para uma grande queda de pressão dos
gases queimados oriundos do motor, por outro, confeccionado no próprio LI, que, em
princípio, suavizaria as correntes gasosas advindas de cada um dos cilindros do motor.
Pretendia-se, ainda, com esta substituição, reduzir a temperatura da turbina.
3.4 PARTICULARIDADES SOBRE O GÁS NATURAL E O DIESEL
O gás natural é um combustível que apresenta como vantagens a sua grande
disponibilidade no mercado, além de ter combustão mais limpa, comparativamente ao
diesel (ABIANEH et al., 2008).
40
Outra característica importante do gás natural é que este apresenta uma ampla faixa
de inflamabilidade e um alto número de octanagem. Segundo Melo (2007), os índices
antidetonação do metano podem ser estimados entre 130 e 115. Com relação à faixa de
inflamabilidade, ela permite que o motor trabalhe com misturas mais pobres do que a
condição estequiométrica, o que pode ser vantajoso em algumas situações (ABIANEH et
al., 2008).
De acordo com Cho e He (2008), em misturas mais pobres, o combustível
apresenta, ainda, uma maior resistência à detonação, permitindo a aplicação em motores
com taxas de compressão mais elevadas. Na aplicação em motores de combustão interna
veiculares, é importante que se conheçam as propriedades do combustível, no caso, do gás
natural, para se ter êxito na ottolização de um motor Diesel.
Aslam et al. (2005) desenvolveram um estudo do gás natural como um combustível
alternativo à gasolina. O gás natural apresentou menores valores de desempenho, assim
como menor consumo específico de combustível. No entanto, com relação à eficiência
térmica, os resultados encontrados para o gás natural foram melhores. Em relação às
emissões, o gás natural apresentou menores índices de emissões dos gases CO, CO2 e
hidrocarbonetos. Porém maiores índices de emissões de NOx.
Eventuais vazamentos de gás natural também têm impactos ambientais menores ao
meio ambiente do que o óleo diesel, tanto em casos de derramamentos como em casos de
vazamentos nos gasodutos/oleodutos.
As emissões evitadas com a utilização do gás natural têm impactos positivos
ambientais globais e locais. Com relação aos impactos globais, é possível associar a
redução da emissão do carbono com a redução nas variações climáticas, pois a emissão de
carbono tem impacto nas mudanças climáticas, aumentando a temperatura média global. Já
no que tange às condições locais, os resultados são observados, através da qualidade do ar
e da redução da morbidade e mortalidade oriundas da poluição do ar, nos grandes centros
urbanos. Ou seja, diminuindo a concentração local da poluição, a qualidade de vida dos
moradores dos grandes centros melhora.
A poluição advinda da combustão do diesel gera particularidades negativas. As
mais graves são: os efeitos nocivos à saúde humana; a exposição ao material particulado
que, em níveis elevados, pode causar mortes prematuras e doenças do aparelho
respiratório; os efeitos nocivos locais, como redução da visibilidade, “smog” (quando os
hidrocarbonetos reagem com o dióxido de nitrogênio em presença de radiação solar);
41
chuva ácida (derivadas da emissão de óxidos de enxofre e de nitrogênio que se
transformam na atmosfera em ácidos sulfúrico e nítrico, sulfatos e nitratos); além dos
efeitos ambientais globais, como mudanças climáticas, quando o nível de emissão de CO2
é elevado.
42
CAPÍTULO IV
DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL
4.1 INTRODUÇÃO
Este capítulo destina-se ao detalhamento do desenvolvimento experimental. Aqui
serão apresentados os aparatos utilizados, e discutida a metodologia empregada. Todo o
desenvolvimento do projeto foi realizado no Laboratório de Inovação (LI) da Universidade
Federal da Paraíba - UFPB.
4.2 APARATOS UTILIZADOS
4.2.1 O motor
O motor, objeto do estudo, é o Perkins 1104C-44TAG2 ottolizado para gás natural.
Tal motor possui quatro cilindros, potência stand-by de 112,4 kW a 1800 rpm e é
turboalimentado. Na Figura 4.1 é apresentada uma fotografia desse motor já ottolizado.
43
Figura 4.1 – Motor Perkins ottolizado.
44
4.2.2 Bancada Dinamométrica
Ao motor Perkins foi acoplado um dinamômetro a freio hidráulico, modelo
Dynotech 820.D, com capacidade de 500 cv, ver Figura 4.2.
Figura 4.2 – Dinamômetro a freio hidráulico.
O dinamômetro citado dispõe de uma bancada de controle e aquisitor de dados, a
qual permite a imposição manual de cargas ao motor. O acompanhamento dos dados de
potência é feito em tempo real, através de um monitor associado a um computador, ver
Figura 4.3.
Figura 4.3 – Bancada de controle e aquisitor de dados.
45
4.2.3 Sistema de arrefecimento da água do motor
A temperatura da água do motor é controlada por um sistema de resfriamento água-
água do próprio dinamômetro; este conta com um trocador de calor, no qual há instalado
um sensor de temperatura, que atua em conjunto com uma válvula solenoide e com uma
central de controle. Um reservatório de água externo é utilizado como fonte de água fria
para o processo de resfriamento. O bombeamento da água fria para o trocador de calor é
realizado com uma bomba centrífuga. A Figura 4.4 apresenta uma visão de tal sistema.
(a)
(b)
Figura 4.4 – (a) Sistema de refrigeração água-água. (b) Reservatório externo de água.
46
4.2.4 Sistema de medição de volume do gás natural
A empresa PBGÁS instalou um medidor de volume da Delta, modelo G16, para
registrar o volume consumido do gás natural durante os testes. Tal dispositivo permite que
se disponha tanto da leitura analógica, como também daquela corrigida em função da
pressão e temperatura do ambiente. Deste modo, um fator de correção é obtido, a partir das
duas leituras, para definir os valores reais de consumo, ver Figura 4.5.
Figura 4.5 – Medidor de volume.
4.2.5 Aparato de medição da temperatura e da contrapressão no sistema de escape
A temperatura dos gases de escape foi medida por um termopar do tipo K, instalado
na tubulação de escape, logo após a turbina. Tal termopar foi conectado a um leitor digital,
ver Figura 4.6.
47
(a)
(b)
Figura 4.6 – (a) Instrumentação do motor para a medição de temperatura. (b) Leitor digital.
Para a medição da contrapressão no sistema de escape, uma tomada de pressão foi
alocada em cada coletor de escape e um manômetro foi conectado, ver Figura 4.7.
48
(a)
(b)
(c)
Figura 4.7 – Tomadas de Pressão no coletor original (a) e construído (b). Manômetro (c).
49
4.2.6 Medição da temperatura do óleo lubrificante do motor
A temperatura do óleo lubrificante do motor foi levantada com o auxílio de um
sistema de leitura de dados da Alfatest, que possui um sensor de temperatura e um leitor
digital de dados, ver Figura 4.8.
Figura 4.8 – Leitor digital.
4.2.7 Sistema de resfriamento da turbina
Para o resfriamento da turbina, foi usado um eletroventilador, montado internamente
em um duto de seção retangular, que permitia a orientação do fluxo de ar na direção da
turbina, ver Figura 4.9.
50
Figura 4.9 – Eletroventilador.
4.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL
4.3.1 Calibração do dinamômetro
Antes de se proceder a qualquer medição, o primeiro passo realizado foi a calibração
da célula de carga do dinamômetro, para que se tivesse exatidão do valor das cargas
aplicadas ao motor Perkins ottolizado. A prática consistiu em se fixar uma massa conhecida
(59,46 kg) no braço da alavanca do dinamômetro, enquanto se corrigia o desvio no painel
do dinamômetro, com o auxílio do software de calibração.
4.3.2 Dinâmica dos testes
Após dar-se a partida no motor, aguardava-se que este entrasse em regime, a uma
temperatura de 80 °C. Na sequência, iam-se adicionando cargas, iniciando-se em 10 cv, até
se atingir a carga limite imposta pelo efeito do superaquecimento, isto é, aproximadamente
660 °C, medida no ponto de coleta da temperatura dos gases de escape. Tal temperatura foi
definida no valor máximo recomendado pelo fabricante da turbina para sua operação.
51
As mudanças de carga eram realizadas em intervalos definidos de tempo, quais sejam 4
minutos ou 1 minuto, a depender do efeito do superaquecimento, durante o tempo de
operação. Ao mesmo tempo, eram registrados os valores. Obtiveram-se, então, as medições
de consumo de gás natural, temperatura dos gases de escape, valores da contrapressão no
sistema de exaustão e temperatura do óleo do motor. Em todos os testes, o motor operou
com mistura ar/gás natural estequiométrica.
Os testes foram realizados para duas configurações distintas de coletores de escape,
em operações com e sem resfriamento por ventilação da turbina e do coletor. No primeiro
caso, o coletor foi o original. No outro caso, o coletor foi o construído no LI, onde se
procurou suavizar suas curvas, para que os gases advindos de cada cilindro tivessem menor
perda de carga, antes de entrar na turbina, e, assim, reduzir o efeito de contrapressão.
Ambos os coletores referidos acima se encontram representados nas Figuras 4.10 e 4.11.
Figura 4.10 – Coletor de escape original.
Figura 4.11 – Coletor de escape construído.
52
CAPÍTULO V
7
RESULTADOS E ANÁLISES
5.1 INTRODUÇÃO
Neste capítulo, são expostos os resultados obtidos nos testes com os dois modelos de
coletor de escape, além de se apresentar uma discussão sobre eles. É feita uma análise
comparativa entre os resultados, no que se refere ao consumo de gás natural, temperatura
dos gases de escape e potência alcançada, em função da variação da contrapressão.
Por fim, é realizado um estudo sobre o resfriamento dos gases queimados, antes que
atinjam a turbina.
5.2 POTÊNCIA DESENVOLVIDA EM FUNÇÃO DA CONTRAPRESSÃO
A Figura 5.1 apresenta as curvas representativas da relação entre a potência motriz e
a contrapressão, fazendo-se uso dos coletores, original e construído no LI, sem o recurso do
resfriamento do coletor e da turbina. Na construção daquele gráfico, foram usadas cargas
que variaram de 10 até 100 cv em operação sem refrigeração. A Figura 5.2, por sua vez,
ilustra a correlação entre os mesmos funcionais referidos na figura anterior, mas, desta feita,
sob o efeito do resfriamento. Como consequência imediata, observa-se que o limite superior
da carga foi ampliado, permitindo que o intervalo de variação fosse de 10 até 130 cv para
operação com resfriamento.
Seja a partir da Figura 5.1 ou da 5.2, percebe-se que houve redução do efeito da
contrapressão, ao se substituir o coletor de escape original pelo fabricado no LI. Na Figura
5.1 pode-se ver uma diferença de 20 kPa entre os dois coletores, na potência de 100 cv. Já
na Figura 5.2 essa diferença foi de 35 kPa, a 130 cv. Nota-se, também, que a influência do
resfriamento é significativa, o que permitiu se elevar a potência do motor a 130 cv.
53
Como se sabe, a existência da contrapressão repercute na redução da eficiência
energética do motor. Aliás, a teoria mostra que, ocorrendo tal fenômeno, o motor de
combustão interna tende a perder potência, reduzindo sua eficiência térmica. Joardder et al.
(2011), analisando um motor aspirado, e três outros pesquisadores - Hiereth e Prenninger
(2003) e Kesgin (2004), empregando motores turboalimentados, chegaram a esta mesma
conclusão. No nosso caso, todavia, o motor Perkins ottolizado respondeu, de forma
semelhante, às duas situações comparadas, sugerindo que para os níveis de contrapressão
produzidos não houve perda de potência significativa, ou seja, os fluxos de gases
queimados foram suficientes para garantir funcionamentos semelhantes da turbina.
Figura 5.1 – Potência motriz em função da contrapressão, em operação sem resfriamento.
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
0
20
40
60
80
100
120
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1
Potê
nci
a (c
v)
Contrapressão (kPa*10-2)
Original
Construído
54
Figura 5.2 – Potência motriz em função da contrapressão, em operação com resfriamento.
Constatou-se também que, para a operação com resfriamento da turbina, a potência
máxima alcançada foi superior à atingida na operação sem resfriamento. Tais limites de
potência foram impostos para que se evitasse que a turbina trabalhasse com a temperatura
acima da máxima permitida, isto é, 660 °C.
5.3 TEMPERATURA DOS GASES DE ESCAPE EM FUNÇÃO DA
CONTRAPRESSÃO
As Figuras 5.3 e 5.4 reproduzem, respectivamente, as curvas que relacionam a
temperatura dos gases de escape com a contrapressão, para as operações sem e com
resfriamento a ar da turbina.
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
0
20
40
60
80
100
120
140
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4
Potê
nci
a (c
v)
Contrapressão (kPa*10-2)
Original
Construído
55
Figura 5.3 – Temperatura dos gases de escape em função da contrapressão, em operação
sem resfriamento.
Figura 5.4 – Temperatura dos gases de escape em função da contrapressão, em operação
com resfriamento.
560
574
595
608 614
618
631
643
650
660
560
581
596
610
615 621
628
640 648
659
540
560
580
600
620
640
660
680
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1
Tem
per
atu
ra d
os
Gas
es d
e Es
cap
e (°
C)
Contrapressão (kPa*10-2)
Original
Construído
525
555
575
587
602
617
627 634
640 645
652 655 660
532
551
569
585
599
613
624
639
646 653
656 658 662
500
520
540
560
580
600
620
640
660
680
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4
Tem
per
atu
ra d
os
Gas
es d
e Es
cap
e (°
C)
Contrapressão (kPa*10-2)
Original
Construído
56
Como já referido, o limite superior da potência foi associado ao valor máximo da
temperatura dos gases de escape, estabelecido em 660 °C e medido em um ponto situado
após a turbina. Tal limite foi atingido a 65 kPa (0,65 bar), quando se utilizou o coletor
construído, e a 85 kPa (0,85 bar), quando foi utilizado o coletor original, estando o motor
operando à potência de 100 cv.
Já na condição de resfriamento da turbina, a temperatura de 660 °C foi alcançada a
115 kPa (1,15 bar), com o coletor original, e a 80 kPa (0,80 bar), utilizando-se o coletor
substituto, operando o motor à potência de 130 cv.
Dessa forma, nota-se que o limitador de potência no motor Perkins ottolizado é a
temperatura alcançada pela turbina, não ocorrendo, como já analisado, perda de potência
ocasionada pela contrapressão.
Devido à contrapressão, os gases de exaustão possuem uma maior resistência ao
escoamento, aumentando seu tempo de contato com o coletor.
Como ocorre um aumento da taxa de calor, com a elevação da potência, e a taxa de
calor retirada é constante para todas as potências (o eletroventilador opera a um único
fluxo), a temperatura da turbina tende a aumentar.
Na Figura 5.5 se vê as fotografias dos coletores e da turbina, feitas quando o motor
operava nas maiores potências relacionadas em nossos ensaios, podendo ser observada a
incandescência em suas superfícies.
57
(a)
(b)
Figura 5.5 – Incandescência na superfície dos coletores (a) original, (b) construído e da
turbina.
58
5.4 CONSUMO E RENDIMENTO TÉRMICO DO MOTOR PERKINS
OTTOLIZADO EM FUNÇÃO DA POTÊNCIA.
Nas Figuras 5.6 e 5.7, podem ser vistas as curvas de consumo de Gás Natural do
motor Perkins ottolizado, em função da potência, para as operações sem e com
resfriamento a ar da turbina, respectivamente. Já as curvas 5.8 e 5.9 trazem o rendimento
térmico em função da potência.
Figura 5.6 – Consumo em função da potência, em operação sem resfriamento.
Figura 5.7 - Consumo em função da potência, em operação com resfriamento.
7,45 8,49
10,11 11,59
12,70 14,35
15,46 16,97
18,35
20,29
7,35 8,49
9,73 10,87
12,42 13,94
15,18 16,56
17,80 19,46
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80 100 120
Co
nsu
mo
(m
³/h
)
Potência (cv)
OriginalConstruído
7,38 8,69
10,04 11,49
12,94 14,18
15,97
18,11 19,32
19,56 20,42
23,12 25,25
6,38 8,04
9,45 10,63
11,90 13,35
14,70 16,11
17,60 18,98
20,29 22,36
24,70
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80 100 120 140
Co
nsu
mo
(m
³/h
)
Potência (cv)
Original
Construído
59
Figura 5.8 – Rendimento térmico em função da potência, em operação sem resfriamento.
Figura 5.9 – Rendimento térmico em função da potência, em operação com resfriamento.
A partir das Figuras 5.6, 5.7, 5.8 e 5.9, pode-se inferir que a substituição do coletor
de escape original promoveu redução no consumo de combustível, com consequente
melhoria do rendimento energético.
Na operação sem resfriamento, o motor Perkins possuiu, a 100 cv, rendimentos de
40,46 %, com o coletor construído, e 38,31 %, usando-se o original. Já na operação com
10,57
18,55
23,37
27,17
31,01 32,91
35,66 37,11
38,61 38,81
10,71
18,55
24,28
28,98
31,70 33,89
36,31 38,03
39,80 40,46
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
0 20 40 60 80 100 120
Ren
dim
ento
(%)
Potência (cv)
Original
Construído
10,66
18,11
23,53
27,41
30,43 33,31
34,50 34,77 36,68
40,25 42,40 40,87 40,53
12,34
19,59
24,99
29,64
33,07 35,38
37,50 39,09
40,27 41,49 42,69 42,26 41,43
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
0 20 40 60 80 100 120 140
Ren
dim
ento
(%
)
Potência (cv)
Original
Construído
60
resfriamento, a 130 cv, os rendimentos foram 41,53 %, empregando-se o construído, e
40,53 %, tratando-se do original.
Com base nos resultados apresentados e no que foi discutido, evidencia-se que o
limitador de potência, e redutor do rendimento térmico, do motor Perkins Ottolizado é a
alta temperatura atingida pela turbina, devido ao fluxo dificultado dos gases queimados.
Esse superaquecimento impede que se opere o motor a potências mais altas, o que é
um enorme inconveniente prático e econômico. Assim, faz-se necessário uma análise
térmica voltada para o resfriamento dos gases queimados, antes que estes atinjam a turbina.
5.5 CÁLCULO DAS TAXAS DE CALOR A SEREM REMOVIDAS DOS GASES DE
EXAUSTÃO, CONSIDERANDO AS OPERAÇÕES DO MOTOR PERKINS NAS
POTÊNCIAS DE 85 cv, 90 cv e 120 cv.
Considerando a necessidade de se remover o calor do sistema de coleção dos gases
de escape, com vistas a se reduzir a temperatura da turbina, dando possibilidade para que o
motor opere em potências mais elevadas, sem prejudicá-la, estimou-se que o uso de um
trocador duplo tubo, entre o coletor e a turbina, pode vir a ser a solução. Entende-se que o
fluido de trabalho desse trocador seja um óleo mineral, cujas propriedades estão expostas
no ANEXO D, pretendendo-se que esse trocador venha possibilitar uma redução em 100
oC nos gases queimados e na superfície da turbina, quando o motor estiver operando nas
potências de 85 cv, 90 cv e 120 cv.
Para se ter uma ideia da vazão mássica desse óleo e da variação de sua temperatura,
fez-se uma breve análise térmica desse trocador de calor. Para tanto, levou-se em conta a
temperatura dos gases de escape em função da potência, ver Figuras 5.10 e 5.11.
A análise térmica foi realizada para a operação do motor Perkins, com o coletor
construído, estando a turbina resfriada pelo eletroventilador. Assim, as temperaturas
tomadas para os gases de exaustão são para essas condições. O estudo foi limitado às
potências citadas, devido ao fato de que somente para essas há dados de composição molar
e de vazão mássica dos gases queimados. No entanto, o resfriamento proporcionado pelo
óleo mineral, na potência de 120 cv, torna possível a operação do motor Perkins a
potências mais elevadas, sendo esse o real interesse.
Buscou-se quantificar, para três potências de operação, a taxa de calor a ser
removida dos gases de escape, no desejo de reduzir suas temperaturas em 100 °C. Feito
61
isso, determinaram-se as vazões mássicas necessárias para o óleo mineral, em função da
diferença de temperatura sofrida por este.
Figura 5.10 – Temperatura dos gases de exaustão em função da potência, na operação sem
resfriamento da turbina.
Figura 5.11 – Temperatura dos gases de exaustão em função da potência, na operação com
resfriamento da turbina.
Ferraz (2014), no seu trabalho desenvolvido no motor Perkins ottolizado,
quantificou para as potências de 85 cv, 90 cv e 120 cv a composição molar dos gases de
exaustão e suas vazões mássicas. A Tabela (5.1) abaixo traz esses valores.
540
560
580
600
620
640
660
680
0 20 40 60 80 100 120
Tem
per
atu
ra d
os
Gas
es d
e Es
cap
e (°
C)
Potência (cv)
Original
Construído
500
520
540
560
580
600
620
640
660
680
700
0 50 100 150
Tem
per
atu
ra d
os
Gas
es d
e Es
cap
e (°
C)
Potência (cv)
Original
Construído
62
Tabela 5.1 – Composição molar e vazão dos gases de exaustão a dadas potências.
Composição molar (*102)
Potência
(cv) CO2 CO O2 NO CH4 N2 H2O
Vazão
mássica
(kg/s)
85 9,52 0,32 0,56 0,1516 0,0139 70,81 18,67 0,065
90 10,08 0,5 0,826 0,1945 0,0245 78,3 20,15 0,074
120 9,56 0,43 0,3 0,1989 0,0104 70,53 18,95 0,088
Com os dados obtidos por Ferraz (2014), foi possível quantificar a taxa de calor
(ver APÊNDICE A) a ser removida pelo óleo mineral, com a finalidade de resfriar os gases
de exaustão em 100 °C.
Nas condições expostas e levando-se em conta a Figura 5.11, constata-se que os
gases de exaustão passam pela turbina a 643 °C, 646 °C e 658 °C a 85 cv, 90 cv e 120 cv,
respectivamente. Assim, a partir da Tabela 5.1 foi possível calcular as taxas de
transferência de calor a serem removidas para resfriar os gases de exaustão até 543 °C, 546
°C e 558 °C, nas respectivas potências. A Tabela 5.2 apresenta esses valores calculados.
Tabela 5.2 – Taxas de calor a serem removidas dos gases de exaustão.
Potência
(cv)
Temperatura dos Gases de
Exaustão (°C)
Temperatura Final dos
Gases de Exaustão (°C)
Taxa de calor a ser
removida (W)
85 643 543 8260
90 646 546 9390
120 658 558 11242
Com a quantificação das taxas de calor, foi possível calcular a vazões mássicas
necessárias de um óleo mineral, em função das suas variações de temperatura (ver
APÊNDICE B).
As Figuras 5.12, 5.13 e 5.14 dispõem as curvas que relacionam a vazão mássica e a
variação de temperatura do óleo mineral, para as potências de 85 cv, 90 cv e 120 cv,
respectivamente, para as taxas de calor calculadas.
63
Figura 5.12 – Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a
85 cv.
Estando o motor operando a 85 cv, observa-se, a partir da Figura 5.10, que é
necessário, por exemplo, promover uma vazão mássica de 0,239 kg/s de óleo mineral no
trocador de calor, para remover 8260 W dos gases de escape. Por sua vez, ocorrerá no óleo
refrigerante uma variação de 20 °C. Essa taxa de resfriamento, como já dito, reduzirá em
100 °C a temperatura dos gases de exaustão.
Análises similares podem ser realizadas, a partir das Figuras 5.13 e 5.14.
Figura 5.13 – Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a
90 cv.
0,477
0,239
0,159
0,119
0,095
0,080
0,068
0,060
0,053
0,048 0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0 20 40 60 80 100 120
Vaz
ão m
ássi
ca (
kg/s
)
Variação de temperatura (°C)
85 cv
0,543
0,271
0,181
0,136
0,109
0,090
0,078
0,068
0,060 0,054
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0 20 40 60 80 100 120
Vaz
ão m
ássi
ca (
kg/s
)
Variação de temperatura (°C)
90 cv
64
Figura 5.14 – Vazão mássica em função da variação de temperatura para o óleo mineral, a
120 cv.
Esse estudo representa o primeiro passo para o projeto de um trocador de calor
duplo tubo, capaz de promover o resfriamento dos gases de escape. Parâmetros como a área
de transferência de calor e o coefiente global de transferência de calor ficam a ser avaliados.
O cálculo do coeficiente global de transferência de calor pode ser feito pelos
métodos expostos no capítulo II ou por obtenção direta, fazendo-se uso da Eq. (2.4), quando
a área de transferência de calor for definida por limitação do espaço de trabalho, uma vez
que as variações de temperatura do óleo mineral e dos gases de escape já são conhecidas.
O resfriamento dos gases de escape, como mencionado, tornará possível operar o
motor Perkins ottolizado a potências mais elevadas, sem causar danos à turbina.
0,650
0,325
0,217
0,162 0,130
0,108
0,093
0,081
0,072
0,065
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0 20 40 60 80 100 120
Vaz
ão m
ássi
ca (
kg/s
)
Variação de temperatura (°C)
120 cv
65
8 CAPÍTULO VI
CONCLUSÃO
Considerando os resultados experimentais obtidos com os testes no motor Perkins
ottolizado para gás natural, e a análise teórica para o resfriamento dos gases de exaustão,
pode-se concluir que:
i. De conformidade com o objetivo pretendido, foi possível reduzir a contrapressão no
sistema de exaustão, com a substituição do coletor de escape. Foi possível inferir,
ainda, que a modificação do coletor de escape proporcionou redução na queda de
pressão, mas, ao mesmo tempo, permitiu que os gases pudessem fluir mais
diretamente para a turbina, elevando sua temperatura. Ficou evidente, por sua vez,
que, embora tenha sido possível reduzir perdas de pressão, ao longo do novo coletor,
no ponto de conexão entre o término do coletor de escape e a entrada da turbina, não
se pode evitar a restrição de área. Em consequência, houve uma abrupta elevação
das perdas de energia cinética e o aumento da contrapressão, mesmo sendo esta
menor do que a produzida com o coletor original.
ii. Com o resfriamento da turbina, a potência máxima gerada foi 30 cv maior do que
aquela obtida sem o resfriamento. Os limites de potência foram determinados com
base na temperatura máxima de trabalho da turbina, indicada por seu fabricante,
sendo igual a 660 °C.
iii. A modificação dos coletores promoveu variação no consumo do motor. Ou seja, a
redução da contrapressão, devido à substituição do coletor de escape, foi suficiente
para diminuir o consumo de combustível e aumentar o rendimento térmico do
motor. Ferraz (2014) havia mostrado que para potências mais altas o motor Perkins
ottolizado possui maiores rendimentos térmicos.
iv. Da análise teórica acerca do resfriamento dos gases de escape, foi possível
quantificar as taxas de calor a serem removidas por um trocador de calor duplo tubo,
66
de forma que fosse possível se reduzir a temperatura da turbina em 100 °C. A 85 cv,
esta taxa é de 8260 W; a 90 cv, a taxa é 9390 W; e a 120 cv, 11242 W.
v. A análise térmica teórica apresentada constitui o primeiro esforço, com vistas a se
projetar um trocador de calor duplo tubo, capaz de promover o resfriamento dos
gases de escape. Parâmetros como a área de transferência de calor e o coeficiente
global de transferência de calor deverão ser avaliados.
67
SUGESTÃO PARA TRABALHOS FUTUROS
Considerando as análises feitas e as conclusões obtidas, sugere-se, para um novo
trabalho, que seja realizado um estudo mais aprofundado do projeto de um trocador de calor
duplo tubo, capaz de promover o resfriamento dos gases de escape, com a finalidade de não
comprometer o funcionamento da turbina. Para tal estudo, é conveniente proceder-se a:
um mapeamento da vazão mássica e da composição dos gases de exaustão, em
função da potência, para o motor Perkins ottolizado;
uma análise da máxima área possível para a transferência de calor, sem
comprometer a funcionalidade e praticidade das operações do motor Perkins
ottolizado;
o estudo numérico do modelo, antes da construção do trocador de calor.
68
REFERÊNCIAS
ABIANEH, O.S., MIRSALIN, M., OMMI, F. Combustion Development of a Bi-Fuel
Engine. International Journal of Automotive Technology, vol. 10, no. 1, pp. 17−25 (2008).
ASLAM, M.U., et. al. An Experimental Investigation of CNG as an Alternative Fuel
for a Retrofitted Gasoline Vehicle. Fuel (2005).
BLAIR, G. Design and Simulation of Two-Stroke Engines. Society of Automotive
Engineers, Inc, 1996.
CHO, H. M., HE, B. Combustion and Emission Characteristics of a Lean Burn
Natural Gas Engine. International Journal of Automotive Technology, Vol. 9, no. 4,
pp. 415−422 (2008).
ÇENGEL Y.A., BOLES M. A. Termodinâmica. 5ª Ed., MC Graw Hill, 2006.
CONFIGURAÇÃO DE ESCOAMENTO EM TROCADOR DE CALOR DUPLO TUBO.
Disponível em: < www.lume.ufrgs.br>. Visualizado em 12/10/2015.
DOMKUNDWAR, V.M.,, A Course in Internal Combustion Engine, Dhanpat Rai and
CO, 2000.
FERRAZ, F. B., Ottolização De Um Motor Diesel Turboalimentado Para Operar Com
Gás Natural, 2014. Tese de doutorado apresentada no Programa de Pós-Graduação em
Engenharia Mecânica da UFPB. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
FERRAZ, F. B., Conversão De Um Motor Diesel Com Bico Injetor Interno À Tampa
De Tuchos Para Gás Lp. 2010. Dissertação (Mestrado em Programa de Pós-Graduação
em Engenharia Mecânica) - Universidade Federal da Paraíba, Conselho Nacional de
Desenvolvimento Científico e Tecnológico. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
FILHO, P.P., Os motores a combustão interna. Sindicato Nacional dos Editores de
Livros, Rio de Janeiro, 1983.
69
GIACOSA, D. Motores endotérmicos. 3ª Ed, Editorial Dossat, Madrid, 1986.
HEISLER, H. 1995. Advanced Engine Technology. London: Society of Automotive
Engineers, Inc.
HIERETH, H., PRENNINGER, P. Chargig the Internal Combustion Engine. Springer
Wien, New York, 2003.
J.E. BENNETHUM, R.E. WINSOR.,“Toward improved diesel fuel”, SAE paper No.
912325, 1991.
JOARDDER, M. U. H. M., UDDIN, D. S., ROY, M. M., “Effect of Engine Backpressure
on the Performance and Emissions of a CI Engine”. Department of Mechanical
Engineering, RUET, Bangladesh, 2011.
KESGIN, U. “Study on the design of inlet and exhaust system of a stationary internal
combustion engine”, 2004, Energy Conversion and Management. Vol. 46, pp. 2258-2287.
MARTINELLI Jr, L.C. Máquinas Térmicas I: motores de combustão interna. Apostila
utilizada no Curso de Engenharia Mecânica da Universidade Regional do Noroeste do
Estado do Rio Grande do Sul, Campus Panambi, RS, 2002.
MARTINS, J., Motores de combustão interna. 2ª Ed. Publindústria Edições Técnicas,
Portugal, 2006.
MEDIÇÕES DE PRESSÃO DE EXAUSTÃO. Disponível em: <
http://www.veryuseful.com>. Visualizado em 11/10/2015.
MELO, T.C.C. Modelagem Termodinâmica de um Motor Ciclo Otto do Tipo Flex-
Fuel, Funcionando com Gasolina, Álcool e Gás Natural. 2007. Dissertação (Mestrado
em Engenharia Mecânica). Programa de Pós-graduação de Engenharia, Universidade
Federal do Rio de Janeiro.
70
MORAN, M. J., SHAPIRO, H. N. Princípios de Termodinâmica para Engenharia. 4ª
Ed. Rio de janeiro, LTC, 2002.
MOTOR TURBOALIMENTADO. Disponível em: < http://www.enginelogics.com>.
Visualizado em 10/10/2015.
OLIVEIRA, A. A. L., Utilização De Óleos Biodegradáveis Em Transformadores De
Distribuição. Portugal, 2005.
OLIVEIRA, B. L. N., Análise Energética E Exergética De Um Motor Diesel
Turboalimentado Operando Com GLP Em Três Sistemas De Alimentação Distintos.
2012. Tese (Doutorado em Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica)-
Universidade Federal da Paraíba, Coordenação de Aperfeiçoamento de Pessoal de Nível
Superior. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
OLIVEIRA, B. L. N., Conversão De Um Motor Diesel Para Operar Apenas Com Gás
Liquefeito De Petróleo. 2009. Dissertação (Mestrado em Programa de Pós-Graduação em
Engenharia Mecânica) - Universidade Federal da Paraíba, Conselho Nacional de
Desenvolvimento Científico e Tecnológico. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
POGOREVC, P., KEGL, B. Intake na Exhaust Influence on Engine Performance.
Slovenia: Professional Enginnering Publishing, 2004. Vol 11, No 3-4.
PULKRABEK, W. W. Engineering Fundamentals of the Internal Combustion. New
Jersey: Engine. Prentice Hall; 2ª ed. 2003.
QUEIROGA, B. L. C., Conversão De Um Motor A Diesel Turboalimentado Para
Etanol Hidratado: Considerações Técnicas E Comparações De Custo. 2012. Tese
(Doutorado em Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica) - Universidade
Federal da Paraíba, Coordenação de Aperfeiçoamento de Pessoal de Nível Superior.
Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
71
QUEIROGA, B. L. C., Conversão De Um Motor Diesel Para Álcool Hidratado Usando
Sistema De Injeção Eletrônica Multiponto De Combustível E Ignição Estática. 2009.
Dissertação (Mestrado em Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica) -
Universidade Federal da Paraíba, Conselho Nacional de Desenvolvimento Científico e
Tecnológico. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
RUMÃO, A. S., Desempenho De Um Motor Diesel Estacionário Convertido Para Gás
Natural Em Função De Sua Taxa De Compressão. 2008. Dissertação (Mestrado em
Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica) - Universidade Federal da Paraíba,
Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe.
RUMÃO, A. S., Geração De Potência E Energia Elétrica A Partir Da Gaseificação E
Rejeitos De Biomassa. 2013. Tese (Doutorado em Programa de Pós-Graduação em
Engenharia Mecânica) - Universidade Federal da Paraíba. Orientador: Emerson Freitas
Jaguaribe.
SISSOM, L. E., PITTS, D. R., Fenômenos de Transporte, tradução da 1ª edição norte-
americana: Adir M. Luiz. Rio de Janeiro: Editora Guanabara, 1988. 765p.
SMITH, J. M., VAN NESS, H. C., ABBOTT, M. M., Introdução à termodinâmica da
engenharia química, tradução da 7ª edição norte-americana: Eduardo Mach Queiroz,
Fernando Luiz Pellegrini Pessoa. Rio de Janeiro: LTC, 2007. 626p.
TROCADOR DE CALOR DUPLO TUBO. Disponível em: < ar.wikipedia.org>.
Visualizado em 10/10/2015.
WYLEN, G. V., SONNTAG, R., BORGNAKKE, C., Fundamentos da Termodinâmica
Clássica, tradução da4ª edição norte-americana: Euryale de Jesus Zerbini, Ricardo
SantilliEkman Simões. São Paulo: Edgard Blucher LTDA, 1995.590p.
72
ANEXO A – Massas molares dos produtos da combustão
As massas molares dos produtos da combustão estão relacionadas na Tabela A1 abaixo.
73
ANEXO B – Calores específicos dos gases de exaustão em função da temperatura
O equacionamento para os calores específicos [𝐶�̅� (kJ/kmol.K)] dos gases de exaustão
estão expostos abaixo e valem para o intervalo de temperatura (𝑇) de 273 K a 1500 K.
74
ANEXO C – Composição molar dos gases de exaustão
Tabela C.1.1: Composição molar dos gases de exaustão
Os valores das composições acima estão multiplicados por 100.
Assim, as frações mássicas são:
Tabela C.1.2: Composição mássica dos gases de exaustão
CO2 CO O2 NO CH4 N2 H2O
90 cv 0,145581 0,004597 0,008676 0,001916 0,0001287 0,719953 0,119149
120 cv 0,152102 0,004355 0,003471 0,002158 0,00006017 0,714412 0,123441
85 cv 0,151197 0,003235 0,006468 0,001642 0,00008027 0,715976 0,121401
75
ANEXO D – Propriedades do óleo mineral
Figura D.1 – Propriedades do óleo mineral. Fonte: Oliveira (2005)
76
APÊNDICE A – Cálculo das taxas de calor a serem removidas dos gases de exaustão,
com auxílio do MATHCAD®
O cálculo da taxa de calor foi realizado da seguinte forma:
𝑇𝑎𝑥𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 = 𝑣𝑎𝑧ã𝑜 𝑚á𝑠𝑠𝑖𝑐𝑎 ∗ ∆𝐸𝑛𝑡𝑎𝑙𝑝𝑖𝑎 𝑒𝑠𝑝𝑒𝑐í𝑓𝑖𝑐𝑎 = 𝑣𝑎𝑧ã𝑜 𝑚á𝑠𝑠𝑖𝑐𝑎 ∗ ∫ 𝑐𝑝(𝑇)𝑑𝑇𝑇2
𝑇1
Para 85 cv:
Para 90 cv:
77
Para 120 cv:
78
APÊNDICE B – Cálculo das vazões mássicas do óleo mineral refrigerante
Vazão Mássica = [Taxa de calor/(ΔT*cp)]
Tabela B.1: Vazões mássicas do óleo mineral refrigerante
cp (J/kg.K) 1730
Potência ΔT Vazão Mássica (kg/s)
85
10 0,477456647
20 0,238728324
30 0,159152216
40 0,119364162
50 0,095491329
60 0,079576108
70 0,068208092
80 0,059682081
90 0,053050739
100 0,047745665
90
ΔT --------------------------
10 0,542774566
20 0,271387283
30 0,180924855
40 0,135693642
50 0,108554913
60 0,090462428
70 0,077539224
80 0,067846821
90 0,060308285
100 0,054277457
120
ΔT -------------------------
10 0,64982659
20 0,324913295
30 0,216608863
40 0,162456647
50 0,129965318
60 0,108304432
70 0,09283237
80 0,081228324
90 0,072202954
100 0,064982659
79
APÊNDICE C – Cálculo do rendimento térmico do motor Perkins ottolizado
As propriedades do Gás Natural foram obtidas de Ferraz (2014):
Poder Calorífico Inferior do Gás natural (PCI) = 46710 kJ/kg
Massa Específica do Gás Natural = 0,72 kg/m³
O cálculo foi realizado da seguinte forma:
Energia Combustão = Vazão Mássica*PCI
Rendimento Térmico = Potência Motriz/Energia Combustão
Tabela C.2 – Dados de consumo: coletor original, sem resfriamento.
Tabela C.3 – Dados de consumo: coletor construído, sem resfriamento.
80
Tabela C.4 – Dados de consumo: coletor original, com resfriamento.
Tabela C.5 – Dados de consumo: coletor construído, com resfriamento.
![[Apostila] Torres de Resfriamento](https://static.fdocumentos.com/doc/165x107/577ce5231a28abf1038fe774/apostila-torres-de-resfriamento.jpg)
