anÁlise do desempenho de motores diesel...

ANÁLISE DO DESEMPENHO DE MOTORES DIESEL UTILIZANDO ÓLEO

COMBUSTÍVEL PESADO E COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO

Juan Pablo Vargas Machuca Bueno

Dissertação de Mestrado apresentada ao

Programa de Pós-graduação em Engenharia

Oceânica, COPPE, da Universidade Federal do

Rio de Janeiro, como parte dos requisitos

necessários à obtenção do título de Mestre em

Engenharia Oceânica.

Orientadores: Severino Fonseca da Silva Neto

Carlos Rodrigues Pereira Belchior

Rio de Janeiro

Maio de 2011

iii

Bueno, Juan Pablo Vargas Machuca

Análise do Desempenho de Motores Diesel Utilizando

Óleo Combustível Pesado e Combustível Destilado

Marítimo / Juan Pablo Vargas Machuca Bueno. – Rio de

Janeiro: UFRJ/COPPE, 2011.

XV, 99 p.: il.; 29,7 cm.



Dissertação (mestrado) – UFRJ/ COPPE/ Programa de

Engenharia Oceânica, 2011.

Referências Bibliográficas: p. 81-85.

1. Motor de ignição por compressão. 2. Simulação

Termodinâmica. 3. Óleo combustível pesado. I. Neto,

Severino Fonseca da Silva et al.. II. Universidade Federal

do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia

Oceânica. III. Título.

iv

À minha avó Ricardina, à minha esposa Kelly, aos meus pais Antonio e Rosa e aos meus irmãos (Abraham, Octavio, David e Mao).

v

AGRADECIMENTOS

Aos amigos do laboratório LEDAV (Laboratório de Ensaios Dinâmicos e Análise de

Vibração), Prof. Luiz Vaz, Eng. Ulisses Monteiro, Prof. Severino, Denise Cunha e o

Eng. Francisco Silveira, pela amizade.

Ao meu orientador Carlos Rodrigues Pereira Belchior pela amizade, pela orientação,

pela confiança e pela ajuda na procura de informações recentes.

Aos amigos do LMT (Laboratório de Maquinas Térmicas da COPPE/UFRJ), Pedro

Paulo Pereira, David Souza da Silva e Marco Dufles pela ajuda na montagem e preparo

do motor e operação dos ensaios. Ao engenheiro Nauberto Rodrigues pela amizade e

pelas trocas de ideais.

vi

Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos

necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.)

ANÁLISE DO DESEMPENHO DE MOTORES DIESEL UTILIZANDO ÓLEO

COMBUSTÍVEL PESADO E COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO


Maio/2011



Programa: Engenharia Oceânica

Esse trabalho descreve o desenvolvimento de um modelo zero-dimensional dos

processos de compressão, combustão e expansão utilizando combustível destilado

marítimo e óleo combustível pesado. O processo de compressão é considerado como um

processo politrópico e para os processos de combustão e expansão é utilizada a equação

dos gases ideais. O processo de combustão é modelado utilizando a função dupla de

Wiebe. Nesse trabalho são consideradas as perdas por convecção e radiação, onde a

correlação de Eichelberg é usada como coeficiente de transferência de calor. Foram

estudadas e comparadas as diferentes correlações para a determinação da qualidade e o

poder calorífico do óleo combustível pesado. O programa de simulação foi validado

com os dados experimentais obtidos num motor MAN Innovator 4C. Com o modelo

validado foram simuladas as curvas de desempenho utilizando óleo combustível pesado.

As curvas simuladas utilizando os dois combustíveis foram comparadas.

vii

Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the

requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.)

PERFORMANCE ANALYSIS OF DIESEL ENGINES USING HEAVY FUEL OIL

AND DISTILLATE MARINE FUEL


May/2011

Advisors: Severino Fonseca da Silva Neto


Department: Ocean Engineering

This work describes the development of a zero-dimensional model of the

processes of compression, combustion and expansion using distillate marine fuel and

heavy fuel oil. The compression process is considered as a polytropic process and for

the combustion and expansion processes is used the ideal gas equation. The combustion

process is modeled using the dual function of Wiebe. In this work are considered losses

by convection and radiation, where the correlation about Eichelberg is used as

coefficient of heat transfer. Were studied and compared the different correlations for

determining the quality and calorific value of the heavy fuel oil. The simulation

program was validated with experimental data obtained in an engine MAN Innovator

4C. With the validated model were simulated performance curves using heavy fuel oil.

The curves simulated using the two fuels were compared.

viii

ÍNDICE

1. INTRODUÇÃO ..........................................................................................................1

1.1 – OBJETIVO ..............................................................................................................2

1.2 – DESENVOLVIMENTO DA DISSERTAÇÃO ......................................................2

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DO ARTE...........................................4

2.1 – ASPECTOS GERAIS……………………………………………………………...4

2.2 – PROCESSO DE COMBUSTÃO..............................................................................4

2.3 – PERÍODOS DA COMBUSTÃO..............................................................................5

2.4 – CLASSIFICAÇÃO DOS MODELOS DE COMBUSTÃO EM MOTORES…......6

2.5 – MODELOS ZERO-DIMENSIONAIS (TERMODINÂMICOS).............................8

2.6 – MODELOS QUASI-DIMENSIONAIS (FENOMENOLÓGICOS)......................13

2.7 – MODELOS MULTI-DIMENSIONAIS (CFD)......................................................14

2.8 – MODELO A SER UTILIZADO ………………….....................................……..16

2.9 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO ……………….....................................……..17

2.9.1 – QUALIDADE DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL BUNKER ...........17

2.9.1.1 – ÍNDICE DA AROMATICIDADE DO CARBONO

CALCULADO (CCAI) ...........................................................................17

2.9.1.2 – ÍNDICE DA IGNIÇÃO CALCULADA (CII) .........................18

2.9.1.3 – ANALISADOR DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL (FIA).19

2.9.1.4 – ESTIMAÇÃO DO NÚMERO DE CETANO (ECN) ..............22

3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS DA SIMULAÇÃO TERMODINÂMICA DO

CICLO DE OPERAÇÃO DO MOTOR………………...............…………………...27

3.1 – FORMULAÇÃO TERMODINÂMICA………………………………………….27

3.2 – SISTEMA DE EQUAÇÕES A SER RESOLVIDO...............................................31

3.3 – EQUAÇÕES COMPLEMENTARES………………………...………………….31

3.3.1 – GEOMETRIA DO MOTOR……………………………………………32

3.3.2 – ATRASO DA IGNIÇÃO……………………………………………….33

3.3.3 – LIBERAÇÃO DE CALOR PELA QUEIMA DO COMBUSTÍVEL ....35

3.3.4 – COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR………….……..39

3.3.5 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS………………………………40

ix

4. MODELAGEM..........................................................................................................42

4.1 – ASPECTOS GERAIS…………………………………………………………….42

4.2 – EQUAÇÕES DA COMBUSTÃO………………………………………………..43

4.2.1 – COMBUSTÃO COMPLETA…………………………………………..44

4.2.2 – COMBUSTÃO INCOMPLETA………………………………………..44

4.3 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS DE REAGENTES E PRODUTOS.......45

4.4 – DADOS DE ENTRADA…………………………………………………………46

4.4.1 – INFORMAÇÕES SOBRE A GEOMETRIA DO MOTOR....................46

4.4.2 – DADOS INICIAIS E OPERACIONAIS DO MOTOR...........................46

4.4.3 – DADOS DA COMBUSTÃO……………………………………..….…46

4.4.4 – DADOS DOS REAGENTES E PRODUTOS DA

COMBUSTÃO.................................................................................................. 47

4.4.5 – DADOS DO COMBUSTÍVEIS..............................................................47

4.5 – PROCEDIMENTO DE CÁLCULO.......................................................................47

4.6– FLUXOGRAMA DO PROGRAMA......................................................................48

4.7– CÁLCULO DOS PARÂMETROS DE DESEMPENHO DO MOTOR.................49

4.7.1 – TRABALHO INDICADO……………………………………………...49

4.7.2 – PRESSÃO MÉDIA INDICADA.............................................................49

4.7.3 – POTÊNCIA INDICADO.........................................................................49

4.7.4 – RENDIMENTO INDICADO..................................................................50

4.7.5 – CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTÍVEL ………………….…50

5. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL..................................................................51

5.1 – COMBUSTÍVEIS UTILIZADOS ………...........……………………………….51

5.1.1 – COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO ………..…......………..51

5.1.2 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO ………..….......................………..51

5.2 - MOTOR UTILIZADO …...........................………………………………………51

5.2.1 – MODULO BASE ………..............................................................……..54

5.3 – INSTRUMENTAÇÃO DA BANCADA DE TESTE …....….......………………54

5.4 – SENSORES DE PRESSÃO E TEMPERATURA …....…................……………55

5.5 – MEDIÇÃO DA MASSA DE AR ADMITIDA …...……......................…………57

5.6 – MEDIÇÃO DA MASSA DO COMBUSTÍVEL UTILIZADA POR CICLO ..…57

5.7 – CÁLCULO DE INCERTEZAS DE MEDIÇÃO UTILIZANDO

PROCEDIMENTO ISSO GUM …..................................……......................……….…57

x

5.8 – COEFICIENTE DE VARIAÇÃO DA PRESSÃO MEDIA INDICADA …......58

6. RESULTADOS EXPERIMENTAIS.......................................................................59

6.1 – ASPECTOS GERAIS ………..............................…………………………….….59

6.2 – RESULTADOS EXPERIMENTAIS ...............................................................….59

6.2.1 – ENSAIOS UTILIZANDO COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO

....................................................................………..….........................………..59

6.2.2 – ENSAIOS UTILIZANDO ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO …........60

6.2.3 – CURVAS EXPERIMENTAIS DE PRESSÃO ………..….......………..61

6.3 – VALIDAÇÃO DO MODELO ..........................................................................….63

6.3.1 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O

COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO …............……..….......………..64

6.3.2 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O ÓLEO

COMBUSTÍVEL PESADO …........................................……..….......………..66

6.4 – METODOLOGIA PARA A MEDIDA DO ATRASO DE IGNIÇÃO.............….67

7. DIVERSAS COMPARAÇÕES UTILIZANDO O PROGRAMA DE

SIMULAÇÃO................................................................................................................72

7.1 – COMPARAÇÕES DAS CURVAS DE TEMPERATURA ……....…………….72

7.2 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE PRESSÃO..................……........ ….....….73

7.3 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TRABALHO INDICADO ........ ….....….74

7.4 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DAS PERDAS DE CALOR PELA PAREDE

DO CILINDRO ................................................................................................….....….75

7.5 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DA TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR

PELOS COMBUSTÍVEIS . ...........................................................................................77

7.6 – COMPARAÇÃO DE CORRELAÇÕES ........ ….............................................….77

8. CONCLUSÕES ........................................................................................................79

8.1 – TRABALHOS FUTUROS....................................................................………….80

9. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS....................................................................81

APÊNDICE I – CLASSIFICAÇÃO DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS..........86

xi

APÊNDICE II – CARACTERÍSTICAS DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS

.........................................................................................................................................88

APÊNDICE III – VARIAÇÃO DO Kp1 E DO Kp2 COM A

TEMPERATURA..........................................................................................................90

APÊNDICE IV – VARIÁVEIS MEDIDAS NO TRABALHO .................................92 APÊNDICE V – TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR UTILIZANDO ÓLEO

COMBUSTÍVEL PESADO ........................................................................................94

APÊNDICE VI – VISORES DO MODULO BASE .................................................97

xii

LISTA DE SÍMBOLOS

Símbolo Descrição Unidade

A área instantânea (m2)

a,b,c constantes para determinação do βc (adimensional)

a1,...,an coeficientes para determinação do cp (adimensional)

ac parâmetro de eficiência da combustão (adimensional)

BM relação biela-manivela (adimensional)

c constante politrópica (adimensional)

CCAI índice da aromaticidade do carbono calculado (adimensional)

CII índice da ignição calculada (adimensional)

CoV coeficiente de variação (adimensional)

cv calor específico a volume constante (J/Kgmol.K)

cp calor específico a pressão constante (J/Kgmol.K)

D diâmetro interno do cilindro (mm)

d massa específica (Kg/m3)

Ea energia de ativação (J)

ECN estimação do número de cetano (adimensional)

F-DM combustível diesel marítimo -----

FIA analisador da ignição do combustível -----

F-RM combustível residual marítimo -----

f1 função da combustão pré-misturada (adimensional)

f2 função da combustão controlada (adimensional)

h coeficiente de transferência de calor (W/m2.K)

HFO óleo combustível marítimo -----

j,k,m,i,c quantidade de átomos de C, H, O, N e S do combustível equivalente (adimensional)

Kp1 constante de equilíbrio químico (adimensional)

Kp2 constante de equilíbrio químico (adimensional)

k1,k2 constantes para a determinação do f1 (adimensional)

k3,k4 constantes para a determinação do f2 (adimensional)

L comprimento da biela (mm)

m fator de forma de câmara (adimensional)

mar massa de ar (Kg)

mcomb massa de combustível (Kg)

MCD atraso da combustão principal (ms)

xiii

md fator de forma da câmara para a fase da combustão

difusiva (adimensional)

mg massa do gás conteúdo no interior do cilindro (Kg)

mp fator de forma da câmara para a fase da combustão

pré-misturada (adimensional)

combm& consumo de combustível (g/s)

NC número de cetano (adimensional)

n quantidade de vezes em a variável foi medida -----

ni número de moles da espécie i (Kgmol)

nt número total de moles (Kgmol)

p pressão instantânea (bar)

p0 pressão no interior da câmara na compressão sem

ocorrência de combustão (bar)

p1 pressão no fechamento da válvula de admissão (bar)

padm pressão na admissão (bar)

pc carga de pressão no cilindro (bar)

pmáx pressão máxima (bar)

PMI ponto morto inferior -----

pmi pressão media indicada (bar)

PMS ponto morto superior -----

Pote Potência indicada (KW)

Poti potência indicada (KW)

Q calor de combustão (Cal/g)

Qcomb quantidade de energia liberada pelo combustível (J)

Qconv quantidade de energia perdida por convecção (J)

QParede quantidade de energia via calor transferida pela parede

do cilindro (J)

Qrad quantidade de energia perdida por radiação (J)

QRnp energia específica líquida (MJ/Kg)

QTotal quantidade de calor total transferido ao sistema

termodinâmico (J)

R constante universal dos gases (J/Kgmol.K)

r razão de compressão (adimensional)

Rot rotação de motor (RPM)

Rv raio do eixo virabrequim (mm)

S curso do pistão (mm)

Sp velocidade media do pistão (m/s)

T temperatura instantânea (K)

xiv

t tempo (s)

T1 temperatura no fechamento da válvula de admissão (K)

t95 parâmetro que fornece o nível de confiança (adimensional)

Tc carga de temperatura no cilindro (K)

Tp temperatura média da parede do cilindro (K)

Tv temperatura à qual a viscosidade é medida (ºC)

U energia interna (J)

UA incerteza de origem estatística (adimensional)

UB incerteza de origem não estatística (adimensional)

V volume instantâneo (m3)

V1 volume no fechamento da válvula de admissão (m3)

Vc volume da câmara de combustão (m3)

Vd volume deslocado (m3)

Vk viscosidade cinemática (mm2/s)

vg velocidade do gás admitido na câmara (m/s)

VSOI volume no inicio da injeção (m3)

Wi trabalho indicado (J)

x fração mássica de combustível queimado (adimensional)

xd fração de combustível queimado na combustão

difusiva (adimensional)

xp fração de combustível queimado na combustão pré-

misturada (adimensional)

y variável medida para os cálculos das incertezas -----

media aritméticas das variáveis medidas -----

xv

Símbolos Gregos

α número de moles de ar para a combustão completa (Kgmol)

βc fração do combustível queimado no período da

combustão pré-misturada (adimensional)

βe emissividade de radiação (adimensional)

εef razão de compressão efetiva (adimensional)

φ razão de equivalência combustível-ar (adimensional)

ρ15 massa específica a 15ºC (Kg/m3)

γ razão entre calores específicos (adimensional)

γeq razão de calores específicos equivalente (adimensional)

γi razão de calores específicos da espécie i (adimensional)

γp razão de calores específicos dos produtos (adimensional)

γr razão de calores específicos dos reagentes (adimensional)

Δ incerteza (adimensional)

Δθc duração total da combustão (graus)

ηi rendimento indicado (adimensional)

θ ângulo da posição do eixo de manivelas (graus)

θav ângulo de abertura da válvula de descarga (graus)

θfv ângulo de fechamento da válvula de admissão (graus)

θic ângulo do início da combustão (graus)

θii ângulo do início da injeção de combustível (graus)

λ relação entre AC e ACst (adimensional)

σ constante de Stefan-Boltzmann (W/m2K4)

σy desvio padrão -----

τAI(Δθ) atraso da ignição (graus)

τAI(ms) atraso da ignição (milisegundos)

ωa teor de cinza (%)

ωs teor de enxofre (%)

ωw teor de água (%)

1

1. INTRODUÇÃO

A análise do ciclo termodinâmico e da previsão do desempenho dos motores

diesel, utilizando programas de simulação tornou-se uma parte importante da

investigação e desenvolvimentos dos motores diesel e de novos combustíveis.

Particularmente, os programas de simulação baseados no modelo zero-dimensional são

amplamente utilizados por pesquisadores e fabricantes de motores devido à

simplicidade e redução do tempo e dos recursos investidos em ensaios experimentais,

apesar de suas limitações na precisão. Estes programas podem ser facilmente utilizados

para a predição das pressões, das temperaturas e da combustão no interior do cilindro do

motor bem como da potencia indicada e características de ignição da combustão

operando no motor.

Os combustíveis utilizados na parte experimental foram o combustível destilado

marítimo e o óleo combustível pesado ou chamado também combustível bunker.

O combustível estudado neste trabalho é o óleo combustível pesado. Este

combustível é utilizado em motores de media e baixa rotação, quando o estudo da sua

qualidade é muito importante. A qualidade de ignição dos óleos combustíveis pesados

vem se tornando alvo de preocupação tanto para as empresas que fornecem o

combustível quanto para os donos de embarcações e os operadores de termoelétricas.

Quando a qualidade do bunker estiver fora dos requisitos exigidos pelo fabricante do

motor poderá acarretar danos ao motor e diminuição de seu desempenho. Para o estudo

da qualidade de ignição do combustível bunker utilizam-se correlações empíricas que

depende das características do combustível e também dos resultados em ensaios no

analisador da ignição do combustível e nos motores.

Nesse trabalho será desenvolvido um programa de simulação termodinâmica que

será validada através dos experimentos realizados na bancada, utilizando um motor

MAN Innovator-4C, de quatro tempos, localizado no Laboratório de Máquinas

Térmicas (LMT-COPPE/UFRJ). Este motor utiliza combustível destilado marítimo e

óleo combustível pesado (bunker) para seu funcionamento. O programa de simulação

será validado tanto para combustível destilado marítimo como para combustível bunker.

E será mostrado como pode ser utilizado para análise da ignição do combustível, as

conclusões, recomendações e trabalhos futuros.

2

1.1 – OBJETIVO

Estudo da qualidade de ignição e combustão no óleo combustível pesado

utilizando correlações empíricas, câmara de combustão e os resultados obtidos no motor

MAN Innovator-4C.

Desenvolvimento e validação de um modelo zero-dimensional no motor MAN

Innovator-4C utilizando combustível destilado marítimo e óleo combustível pesado

(bunker).

Comparar os modelos utilizando as diferentes correlações como: a fração de

combustível queimado, o coeficiente de transferência de calor e o atraso de ignição.

1.2 – DESENVOLVIMENTO DA DISSERTAÇÃO

O Capítulo 2 apresenta o conceito e as etapas da combustão nos motores diesel e

as diversas formas de modelagem de motores, ou seja, a explicação sobre o

funcionamento dos modelos zero-dimensionais, quasi-dimensionais e multi-

dimensionais. Apresenta também o estudo das características e qualidade do

combustível bunker, incluindo as correlações empíricas para estimar a qualidade do

combustível bunker e o analisador da ignição do combustível.

O Capítulo 3 apresenta os fundamentos teóricos da modelagem dos processos de

compressão, combustão e expansão e da formulação termodinâmica. Nesse capitulo

foram apresentadas também as diferentes correlações para o atraso de ignição, fração de

combustível queimado e o coeficiente de transferência de calor.

No Capítulo 4 são apresentadas os aspectos da modelagem dos combustíveis,e a

combustão completa e incompleta. Também são listados os dados de entrada no

programa de simulação e é apresentado o fluxograma do programa de simulação para

facilitar o entendimento do seu funcionamento.

O Capítulo 5 descreve as etapas do procedimento experimental realizado em um

motor MAN Innovator-4C, mostrando as fotos tiradas do motor montado no laboratório

de Maquinas Térmicas, computadores para a aquisição de dados, modo de

funcionamento do motor, instrumentos, etc.

No Capítulo 6 são apresentados os resultados experimentais realizados no

Laboratório de Maquinas Térmicas utilizando combustível destilado marítimo e óleo

combustível pesado. Também são mostradas as correlações adotadas para o ajuste e

3

validação do modelo de simulação, assim como também a metodologia para a medida

do atraso de ignição.

No Capítulo 7 são apresentadas as diversas comparações utilizando o programa

de simulação entre os dois combustíveis para as diferentes cargas de operação. Também

são apresentadas comparações das correlações para representar a qualidade do

combustível bunker e para o cálculo do PCI.

No Capítulo 8 são apresentadas as conclusões do trabalho e as recomendações

para trabalhos futuros.

4

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA E ESTADO DA ARTE 2.1 - ASPECTOS GERAIS

A complexa tarefa de melhorar os motores de combustão interna, que atingiram

um alto grau de sofisticação, pode ser alcançada pela combinação de experiências e

estudos computacionais avançados. Apesar das incertezas quantitativas de simulações

numéricas, a modelagem dos processos do motor de combustão tem algumas vantagens

significativas que tornam a sua utilização no desenvolvimento do motor uma

necessidade. Neste contexto, é obvio que as simulações numéricas são especialmente

adequadas para realizar amplos estudos paramétricos, uma vez que eles são mais

eficazes do que a investigação de inúmeros protótipos (LAKSHMINARAYANAN et

al., 2009).

As vantagens da modelagem do motor são as seguintes:

• Realização de estudos paramétricos de cada variável dos processos.

• Ampla gama de condições de contorno podem ser analisadas.

• Separação de cada sub-processo.

• Informações detalhadas são disponíveis como saída.

• Eficaz em termos de tempo e custo.

2.2 – PROCESSO DE COMBUSTÃO

A combustão começa logo após a injeção do combustível, pois o atraso de

ignição em motores diesel modernos de injeção direta é muito pequeno, utilizando-se

altas taxas de compressão e ponto de injeção muito retardado permitindo uma redução

substancial do ruído, NOx e HC. A liberação de calor estimada com esta hipótese prediz

satisfatoriamente os parâmetros instantâneos importantes do ciclo de operação do motor

e.g. transferência de calor, o consumo do combustível, e o desempenho do turbo

compressor e do pistão, bem como o atraso de ignição e emissões

(LAKSHMINARAYANAN et al., 2009).

A combustão em um motor de ignição por compressão é um processo instável

que ocorre simultaneamente em vários pontos de uma mistura não muito homogênea

com taxa controlada pela injeção do combustível (WILLARD, 1997). Esses pontos de

combustão são aqueles em que a razão ar-combustível (AC) é a ideal para que ocorra a

queima (HEYWOOD, 1988).

5

É evidente que o processo de combustão nos motores de ignição por compressão

é bastante complexo, já que este processo depende das características do combustível,

do formato da câmara de combustão, do sistema de injeção de combustível e das

condições de operação, tornando-se um processo instável, heterogêneo e tridimensional

(HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009).

2.3 - PERÍODOS DA COMBUSTÃO

O processo da combustão ocorre em um tempo muito pequeno (alguns graus do

ângulo do eixo de manivelas), portanto, para um melhor entendimento e estudo,

costuma-se dividi-lo em três períodos. É importante notar que estes períodos não

possuem limites facilmente distinguíveis, sendo difícil estabelecer na prática quando um

termina e o outro começa. São eles (HEYWOOD, 1988, MOREIRA, 2000, AGHAV et

al., 2008, CIMAC, 2010):

a) Período do atraso da Ignição: O atraso de ignição significa que há um

período de tempo estendido disponível após a injeção do combustível (até o

inicio da combustão) e é iniciado pela acumulação de combustível na câmara de

combustão. Durante esse tempo, a temperatura sobe devido compressão do ar

causando a auto-ignição da massa do combustível acumulado em uma detonação

de combustão como causadores de gradientes de pressão alta. Isso pode causar

uma elevada carga física e tensões nos anéis do pistão, camisas do cilindro e

rolamentos podendo ocasionar a operação irregular e eventualmente danos em

componentes críticos do motor. O atraso de ignição é constituído pelo atraso

físico e o atraso químico. O atraso físico é aquele tempo que o combustível

injetado leva para atomizar-se em pequenas gotas, vaporizar-se e formar uma

mistura com o ar. O atraso físico basicamente depende da pressão da injeção, a

pressão e a temperatura do ar admitido no interior na câmara de combustão. O

atraso químico só depende da qualidade do combustível.

b) Período da combustão pré-misturada ou combustão rápida: Nesta fase

ocorre a combustão do combustível injetado que já formou mistura com o ar

durante o período do atraso da ignição, ocasionando uma elevação brusca da

pressão. A elevação brusca na pressão é a responsável pelo ruído característico

do funcionamento dos motores diesel.

6

c) Período da combustão difusiva: Também conhecida como período da

combustão controlada, ocorre depois de consumir-se a mistura formada no

período do atraso de ignição. A quantidade de combustível que ainda não

formou uma mistura apropriada com o ar até o momento da ignição vai sendo

consumida de forma mais lenta durante a combustão, caracterizando as “frentes

de chama” nos motores diesel.

Propriedades de combustão pobre são normalmente caracterizados por um

período longo de combustão e pós-combustão, resultando uma combustão incompleta

das frações mais pesadas do combustível. Os efeitos resultantes são o aumento da

produção de combustível não queimado e fuligem que podem ser depositados nas

válvulas de escape e no sistema do turbocompressor.

A Figura 2.1 mostra a curva da razão de liberação de calor em função do ângulo

do eixo de manivelas indicando os períodos de combustão do motor diesel que foram

definidas anteriormente.

Figura 2.1: Curva da razão de liberação de calor em função do ângulo do eixo de

manivelas (HEYWOOD, 1988).

2.4 - CLASSIFICAÇÃO DOS MODELOS DE COMBUSTÃO EM MOTORES

A modelagem dos processos de combustão de um motor continua a desenvolver

nossa compressão básica dos fenômenos físicos e químicos de interesse, que tem se

expandido cada vez mais, assim como a capacidade dos computadores para resolver

equações complexas continua a aumentar.

Dependendo das várias aplicações possíveis, os diferentes tipos de modelos para

processos de combustão do motor foram desenvolvidos. Três categorias de modelos

7

diferentes são normalmente distinguidas. Em uma ordem crescente da complexidade e

das exigências crescentes em relação à potência do computador, estes são os modelos

zero-dimensionais ou termodinâmicos, os modelos quasi-dimensionais ou

fenomenológicos e os modelos multi-dimensionais que são baseados na dinâmica dos

fluidos computacional (CFD) (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009).

Os modelos zero-dimensionais são construídos com base na primeira lei da

termodinâmica e o tempo é a única variável independente (HEYWOOD, 1988).

Nos modelos termodinâmicos, o calor liberado pela combustão não pode ser

facilmente obtido por uma modelagem detalhada dos sub-processos físicos e químicos,

porque esses processos são fortemente influenciados pela distribuição espacial da

temperatura. Como a câmara de combustão é tomada como zero-dimensional, é

obrigatório que o modelo da taxa de liberação de calor seja obtido por sub-modelos

empíricos através de simples equações matemáticas. Por outro lado, os modelos multi-

dimesnionais são baseados nas equações de conservação de massa, energia, momentum,

e incluem sub-modelos de spray e os fenômenos da combustão. Os modelos CFD são de

grande proveito para descrever o mecanismo interno dos sprays de óleo diesel, mas são

muito difíceis de compreender durante a simulação completa de um motor diesel. Eles

permitem a execução eficiente, rápida e econômica dos modelos de cálculos

preliminares de liberação de calor e emissões dos gases de escape em função dos

parâmetros importantes do motor como a pressão de injeção, o tempo da injeção, razão

de turbulência e a pressão de alimentação. Estes modelos baseado em sub-modelos

físicos e químicos, para os processos locais como a formação de spray, a mistura ar-

combustível, ignição e combustão incluindo a formação de emissões são denominadas

como modelos fenomenológicos. Portanto, eles são mais abrangentes em relação aos

modelos termodinâmicos e consumir menos recursos computacionais em relação aos

modelos CFD. Deve-se notar que os modelos fenomenológicos são os mais práticos

para descrever a combustão nos motores diesel (LAKSHMINARAYANAN et al.,

2009).

Outra classificação dos modelos é encontrada em ALEGRE (1993) que divide os

modelos em caráter preditivo ou de diagnose. Os modelos preditivos objetivam uma

previsão de desempenho, consumo e emissões do motor, entre outros, em estudo a partir

da modelagem dos fenômenos físicos e químicos que governam os seus processos.

O modelo de diagnose propõe a substituição de sub-modelos de alta

complexidade por modelos construídos empiricamente por dados experimentais, assim

8

como a taxa de queima de combustível. O cálculo de este modelo se limita à parte do

ciclo quando as válvulas estão fechadas.

Esse trabalho irá adotar a terminologia sugerida por LAKSHMINARAYANAN

et al.(2009).

2.5 - MODELOS ZERO-DIMENSIONAIS (TERMODINÂMICOS)

A seguir serão mostrados resumos de alguns trabalhos publicados referentes à

modelagem termodinâmica zero-dimensional.

OH et al.,(1985) desenvolveram uma simulação do ciclo termodinâmico que foi

realizada usando a liberação padrão de calor de Whitehouse-Way com coeficientes

modificados e o modelo de transferência de calor estabelecido de Annand já que a perda

de calor do cilindro do motor real é cerca de 15% do calor total do combustível e não

pode ser ignorado.

A temperatura e pressão instantânea do gás foram determinadas pela solução

numérica da equação simultânea de conservação da massa, a equação da conservação da

energia e a equação de estado do gás ideal.

A modelagem da combustão foi determinada usando a fórmula semi-empírica de

Wiebe, mas como essa fórmula é dependente do tempo só, a influência da injeção de

combustível não pode ser considerado no caso do motor diesel. Para obter o atraso da

ignição foi usada a correlação do Lyn.

Este modelo foi feito adotando-se as seguintes hipóteses:

• As válvulas de admissão e de descarga fechadas.

• O fluido na câmara de combustão é um gás ideal.

• O combustível (diesel) é composto por carbono e hidrogênio e apenas

suas composições são expressas pela fração de pesos.

• O processo de combustão é assumido como sendo estequiométrico e a

formação de NOx são ignorados.

• As propriedades na câmara de combustão são homogêneas (modelo de zona simples).

CANOVA et al. (2005) utilizaram o modelo que foi baseado na 1a Lei da

Termodinâmica no cilindro considerado como um sistema fechado.

O modelo zero-dimensional e a hipóteses de estado estacionário foram utilizadas

para estudar a evolução da mistura adotando-se a hipótese que a temperatura do gás,

9

pressão e composição do fluído uniforme e distribuído no volume do sistema, sendo

compatível com as características de combustão de Ignição por Compressão de Carga

Homogênea (HCCI).

O calor liberado a partir do processo de combustão para uma Única Zona foi

baseada na definição de uma taxa bruta de liberação de calor.

A combustão HCCI ocorre de maneira uniforme, em baixas temperaturas e sem

a propagação da frente de chama. A transferência de calor só ocorre por convecção. O

coeficiente de convecção foi modelado considerando a correlação de Woschni, e para o

modelo de combustão (fração de combustível queimada) usou-se a formula de Wiebe.

O início da primeira fase da combustão foi determinado pela definição de uma

equação de taxa de reação estabelecida por Arrhenius, que depende da massa específica

da mistura, da temperatura, da concentração de combustível, oxigênio presente no início

da ignição e da energia da ativação.

BRAMBILA (2006) desenvolveu um modelo zero-dimensional para um motor

de combustão interna operando com óleo diesel e etanol, onde não ocorre a entrada ou

saída de massas no volume do controle.

Utilizou como referência a literatura de HEYWOOD (1988), que apresenta

equações descritivas do volume deslocado pelo cilindro como função do tempo,

baseado em parâmetros do motor, incluindo razão de compressão, ângulo de

virabrequim, tamanho de biela, rotação e volume da câmara de combustão. Para o

coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni para o cálculo da

transferência de calor nos processos de compressão, combustão e expansão.

HUANG et al. (2006) estudaram a combustão e emissões de um motor de

ignição por compressão alimentados com misturas de Diesel-dimetoximetano (DMM).

Quatro frações da mistura diesel-DMM foram designados para o estudo e a

frações do volume de DMM na mistura de combustível são 5%, 10%, 15% e 20%

respectivamente.

O modelo termodinâmico foi usado para obter os parâmetros termodinâmicos na

combustão das misturas Diesel-dimetoximetano no motor diesel. O modelo usado

despreza o vazamento através dos anéis do pistão, usando assim a equação da

conservação de energia para sistemas fechados.

Para o coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni, e

Cp e Cv são parâmetros dependentes da temperatura e suas formulas são dadas por

HEYWOOD (1988).

10

Concluiu-se que a pressão máxima do cilindro e a temperatura média máxima do

cilindro têm um ligeiro aumento com o aumento da adição de DMM. O enriquecimento

de oxigênio, injetando o combustível oxigenado é responsável pela melhoria da

combustão.

A taxa de aumento da pressão máxima e a taxa de máxima liberação de calor

aumentarão com o aumento da fração de DMM na mistura de combustível. Isso se deve

ao aumento na quantidade de mistura de combustíveis para a fase de combustão pré-

misturada.

Uma redução notável na exaustão de CO é realizada quando operam com

misturas diesel/DMM. A redução de NOx podem ser obtidas com grandes adições de

DMM.

REN, et al., (2008) usaram um modelo termodinâmico para calcular parâmetros

termodinâmicos (Pressão, Temperatura, Energia liberada, etc.) na combustão em um

motor diesel de injeção direta abastecido com misturas diesel-oxigenado. O modelo

usado despreza o vazamento através dos anéis do pistão, e usou-se a equação da

conservação de energia para sistemas fechados.

Para o coeficiente de transferência de calor usou-se a correlação de Woschni, e

Cp e Cv são parâmetros dependentes da temperatura, cujas formulas são dadas por

HEYWOOD (1988).

Estudaram-se as emissões dos gases de saída na combustão para as diferentes

misturas de diesel-oxigenado, concluindo que com o aumento da fração de massa de

oxigênio na mistura a concentração de fumaça diminui, o NOx não tem aumento, CO e

HC diminuem.

SOUZA JUNIOR (2009) desenvolveu um simulador de motores baseados em

uma formulação termodinâmica (zero-dimensional), que simula as fases de compressão,

combustão e expansão de motores diesel de injeção direta, podendo também utilizar

combustíveis alternativos (biodiesel).

A modelagem da combustão foi feita através da função dupla de Wiebe, que

descreve a taxa de liberação de energia cedida pelo combustível durante as fases da

combustão pré-misturada e da combustão difusiva.

O atraso de ignição foi obtido utilizando a correlação descrita na equação

desenvolvida por Hardenberg, que tem se mostrado uma ótima aproximação quando

comparada com os testes experimentais. Ela fornece o atraso da ignição (em graus do

11

ângulo de manivelas) em função da temperatura, pressão, velocidade media do pistão e

a energia de ativação (depende do numero de cetano do combustível).

As perdas de calor pela parede do cilindro via convecção e via radiação foram

consideradas no modelo teórico, bem como os calores específicos dos fluidos de

trabalho variando com a temperatura. A transferência de calor por convecção e radiação

foram obtidas através das expressões dadas por HEYWOOD (1988), onde as perdas por

convecção dependem do: coeficiente de transferência de calor (usou-se a correlação de

Woschni), da área de transferência de calor com a parede do volume de controle, da

temperatura no interior do cilindro e da temperatura da parede, bem como das perdas

por radiação (emissividade, da constante de Stefan-Boltzmann, da área de transferência

de calor da parede e do volume de controle, da temperatura no interior do cilindro e da

temperatura da parede).

O modelo apresentado neste trabalho não contempla a vazão de massa de ar, de

combustível e de gases de descarga na fronteira do volume de controle, e para

simplificar o modelo listou as seguintes hipóteses simplificadoras:

• Câmara modelada como um cilindro perfeito.

• Pressão e Temperatura são uniformes em todo o cilindro.

• Mistura ar-combustível e gases de exaustão se comportam como gás ideal.

• Eficiência da combustão considerada 99%.

KANNAN et al.(2009) estudaram a injeção de água dentro da câmara de

combustão do motor diesel considerado um dos melhores métodos para o controle de

formação de NOx nos cilindros.

A combustão da emulsão água-diesel do motor diesel foi simulada usando um

programa de computador para estimar a taxa de liberação de calor, pressão do cilindro e

formação de NO.

O programa foi desenvolvido usando um modelo zero-dimensional (Zona

Única), baseado na 1a Lei da Termodinâmica, e tendo em conta as seguintes premissas:

• A carga do gás do cilindro é uma mistura homogênea de vapor de

combustível e ar.

• Pressão e temperatura no interior do cilindro são uniformes e variam de

acordo com ângulo da manivela.

• Os calores específicos da mistura gasosa são calculados em função da

temperatura.

12

O atraso da ignição foi obtido usando uma correlação proposta por Assanis, o

coeficiente de transferência de calor obtida pela correlação proposta por Hohenberg, a

taxa de liberação de calor é calculada usando um modelo desenvolvido por Watson.

Estuda o período de combustão pré-misturada e o período de combustão controlada, e

para a formação de NO durante o processo de combustão usou-se o mecanismo

Zeldovich.

As equações foram resolvidas usando-se o método Runge-Kutta usando um

programa na linguagem C.

O programa foi utilizado para diferentes especificações do motor em diferentes

velocidades do motor, para diferentes porcentagens de água (0%, 10% e 20%).

Como resultado verificou-se uma redução de 18 e 21% de NO obtida com 10 e

20% de diesel de diluição com água respectivamente.

Concluiu-se que o modelo zero-dimensional foi desenvolvido com sucesso para

a combustão de emulsão de água-diesel. Embora o modelo de simulação zero-

dimensional previu a formação de NO durante o processo de combustão, a primeira

ocorrência de NO não pode ser identificado por esse método que pode ser resolvido pela

técnica de CFD.

RAMACHANDRAN (2009) desenvolveu um modelo termodinâmico para a

simulação de um motor de ignição por centelha usando o combustível de

hidrocarboneto alternativo.

Este trabalho visa desenvolver um método simples, modelo de simulação rápidas

e precisas do motor sem a necessidade de uma grande poder computacional ou de

conhecimento dos dados geométricos precisos do motor. O modelo é baseado na

abordagem clássica de duas zonas composto de gás não queimado (mistura de

combustível, ar e resíduos) e combustível queimado (mistura de 14 espécies do

produto), cada uma com composição uniforme.

Os gases queimados são considerados em equilíbrio químico durante a

combustão e a expansão do curso principal, enquanto o curso perto do fim da expansão

da mistura é assumido congelado.

A função de Wiebe foi utilizada para determinar a taxa de consumo de

combustível. As equações que governam este modelo são as relações de conservação de

massa e energia, e a forma de estado. O coeficiente de transferência de calor foi obtido

pela correlação de Woschni.

13

Os valores do calor específico a pressão constante, entalpia específica e entropia

específica são obtidas das tabulações das tabelas JANAF.

2.6 - MODELOS QUASI-DIMENSIONAIS (FENOMENOLÓGICOS)


modelagem quasi-dimensional.

HIROYASU et al.(1983) desenvolveram o modelo matemático do jato de

combustível em motores diesel de injeção direta para predizer o desempenho do motor,

a eficiência térmica e emissões poluentes.

O jato de combustível foi dividido em vários pacotes pequenos. As temperaturas

de gás, as gotas do combustível e a massa do combustível evaporado em cada pacote

foram calculadas.

O modelo foi divido em um modelo de liberação de calor e em um modelo de

formação de emissões. A razão de evaporação do jato e a razão de calor liberado foram

calculadas usando o modelo de liberação de calor. O NO e a fuligem foram calculadas

pelo modelo de formação de emissões usando a temperatura local, obtido do modelo de

liberação de calor.

Onze espécies químicas formas analisadas (CO, CO2, O2, H2, H2O, OH, H, O,

N2, N e NO). A concentração de NO foi calculado usando a teoria de Zeldovich.

ZIARATI (1990) estudou a modelagem baseado na abordagem da mistura do

jato, tendo em conta a contração do ângulo do cone de pulverização e tendências sobre a

penetração de combustíveis mais pesados. O modelo da mistura do jato é apoiado por

outros dois modelos matemáticos: injeção de combustível e liberação de calor. Dividiu

o processo de combustão em combustão pré-misturada e combustão difusiva.

Para a modelagem que usou supôs que o combustível vaporiza muito rápido. A

perda de calor através das paredes na combustão é calculada usando o método do

Woschni.

Usou uma correlação para obter o atraso da ignição para o combustível diesel

que depende da pressão e temperatura no interior da câmara de combustão, da energia

de ativação e da velocidade de rotação do motor. Também propôs uma correlação para o

atraso de ignição usando combustível pesado que só dependa do CCAI (Calculated

Carbon Aromaticity Index).

BAYRAKTAR (2005) usou um modelo quasi-dimensional que inicialmente foi

desenvolvido para um motor de ignição por centelha usando gasolina, que logo foi

14

adaptado para motores de ignição por centelha usando misturas de etanol e gasolina.

Este modelo baseia-se na Primeira Lei da Termodinâmica. A combustão é simulada

como um processo turbulento da propagação de chama, portanto, as geometrias das

chamas e da câmara de combustão, são levadas em conta.

A transferência de calor entre os gases e a parede do cilindro foi calculada

usando a correlação empírica desenvolvida por Annand. Durante a admissão e

compressão, a carga do cilindro é composta unicamente por gases não queimados, as

quais são consideradas como um gás ideal que não reage.

Durante a combustão, além do estado termodinâmico de cada zona, a massa

instantânea da mistura de gás queimado também foi determinada usando um modelo de

chama de propagação turbulenta.

O modelo do ciclo de operação do motor foi desenvolvido com um código de

computador, e várias aplicações numéricas têm sido realizadas com este código para

prever o desempenho do motor de ignição por centelha e as emissões de escape no caso

da utilização de gasolina e várias misturas de etanol-gasolina.

Realizou a parte experimental para diferentes misturas de etanol e gasolina as

quais foram comparadas com o modelo desenvolvido, onde se determinou um 6% entre

os resultados teóricos e experimentais.

2.7 - MODELOS MULTI-DIMENSIONAIS (CFD)


modelagem multi-dimensional.

GOLDSWORTHY (2005) apresentou um modelo simplificado para a

vaporização e combustão do óleo combustível pesado residual baseado em jatos de alta

pressão, no contexto de motores diesel marítimos.

O modelo leva em conta vários componentes do combustível, como as taxas

limitadas de difusão e as taxas de decomposição térmica dentro das gotículas, pelo uso

dos relacionamentos lineares da pressão de saturação de vapor de combustível

inflamável na superfície da gota em função da temperatura das gotas. A energia

necessária para a decomposição das moléculas pesadas também são consideradas.

A combustão é modelada utilizando um período definido pela soma de um

período cinético baseado na reação de uma única etapa e um período turbulento baseado

nas taxas de misturas turbulentas. O período de atraso de ignição é baseado em um

modelo simples de três equações. O modelo do óleo combustível pesado foi aplicado a

15

duas diferentes câmaras de volume constante, que são usados para testar a qualidade de

ignição e combustão de óleo combustível pesado naval, utilizando o código

computacional para análise de dinâmica dos fluidos StarCD versão 3.2.

O modelo é testado para dois combustíveis representantes, um com boa ignição e

propriedades de combustão e outro pobre. Essencialmente, apenas dois parâmetros

precisam ser alterados para definir a qualidade dos combustíveis. Estas são o fator de

atraso de ignição e da energia de ativação para a cinética de alta temperatura.

KYRIAKIDES et al. (2009) desenvolveram um modelo com as propriedades

termo físicas do óleo combustível pesado e do combustível diesel, normalmente

utilizado em motores diesel, que foi desenvolvido e implementado no código KIVA-

CFD. As simulações foram realizadas para dois valores de pressão da câmara, que

correspondem à operação em potencia parcial e total. Os resultados indicaram que, em

comparação com um jato de diesel, o jato de combustível pesado é caracterizado por

valores comparáveis do comprimento de penetração, e os tamanhos das gotas maiores.

O jato foi divido em três sub-processos distintos. Trata-se de atomização

primaria, deformação de gotas devido ao arrastamento aerodinâmico e a atomização

secundaria.

Para modelar o óleo combustível pesado foram contabilizadas as seguintes

propriedades termo-físicas: massa específica, viscosidade dinâmica, tensão superficial,

pressão de vapor, calor latente de evaporação, e entalpia específica.

A Figura 2.2 mostra a comparação entre o óleo combustível pesado e o

combustível diesel usando o KIVA-CFD em um motor de dois tempos.

Figura 2.2: Curva simulada da pressão no interior do cilindro para bunker e o diesel

(KYRIAKIDES et al., 2009).

16

2.8 - MODELO A SER UTILIZADO

O modelo apresentado neste trabalho é um modelo zero-dimensional,

considerando o cilindro como um sistema fechado, ou seja, do momento em que a

válvula de admissão de ar é fechada até o momento em que a válvula de descarga é

aberta para a liberação dos gases de descarga. A parte de compressão será modelada

utilizando um processo politrópico.

O modelo apresenta as seguintes hipóteses (KANNAN et al., 2009):

• A carga do gás do cilindro é uma mistura homogênea de vapor de

combustível e ar.

• Pressão e temperatura no interior do cilindro são uniformes e variam de

acordo com ângulo da manivela.

• Calores específicos da mistura gasosa são calculados em função da

temperatura.

A taxa de liberação de calor é calculada utilizando-se o modelo desenvolvido

por Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009) modificado pelo modelo do Watson

(KANNAN et al., 2009).

A função dupla de Wiebe será utilizada para modelar a taxa com que a massa de

combustível (admitida no cilindro do motor) é consumida na reação de combustão, pois

a combustão será dividida em duas fases: A primeira fase é caracterizada por uma

queima rápida da mistura ar-combustível já existente na câmara chamado combustão

pré-misturada; A segunda fase é caracterizada por uma queima lenta da mistura restante

chamado combustão difusiva. Com esta formulação pode-se obter a taxa de

fornecimento de calor dado pelo combustível (BUENO, 2003, KANNAN et al., 2009).

O simulador será capaz de trabalhar com diferentes composições químicas do

combustível destilado marítimo e do óleo combustível pesado.

Os dados de entrada neste trabalho são a geometria do motor, operação do

motor, características do óleo combustível pesado e condições inicias.

O software WOLFRAM MATHEMATICA 7 será utilizada para obter soluções

das equações diferenciais, onde o software já tem sub-rotinas prontas para a solução de

equações diferenciais ordinárias.

O atraso de ignição poderá ser estimado usando a equação do ASSANIS et al.

(1999) e para o cálculo do coeficiente de transferência de calor será usado a correlação

do EICHELBERG (SHUDO et al., 2002).

17

2.9 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO

Há dois tipos básicos de combustíveis marítimos: destilado e residual (ou

pesado). Os Combustíveis destilados, como o nome indica é composto de frações de

petróleo do óleo cru que são separados em uma refinaria por processos de ebulição,

chamado destilação. O Combustível residual ou “resíduo” é a fração que não ferve, ás

vezes chamado como “alcatrão” (EPA, 1999). A classificação detalhada dos

combustíveis marítimos se encontram no Apêndice I, e as características dos

combustíveis marítimos se encontram no Apêndice II desse trabalho.

2.9.1 – QUALIDADE DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL BUNKER

A qualidade da ignição é um parâmetro cada vez mais importante para um

consumo seguro e ideal do combustível bunker. Devido às frações de diferentes

combustíveis utilizados na produção do combustível bunker, este combustível pode ter

variações nas propriedades de ignição e combustão. Para garantir a segurança e reduzir

a incidência de danos no motor, controle da qualidade de ignição e combustão do

combustível bunker se torna vital.

A baixa qualidade da ignição do combustível bunker pode levar a:

- Pico de pressão indesejável.

- Operação indesejável.

- Formação de depósitos de carbono na câmara de combustão.

- Aumento das emissões de CO e NOx.

A qualidade da ignição do combustível pode ser determinada preliminarmente

através de duas correlações empíricas baseadas na viscosidade e massa específica do

combustível, estas são o Índice da Aromaticidade do Carbono Calculado (CCAI) e o

Índice da Ignição Calculada (CII). O CCAI apresenta valores no intervalo de 800-870,

enquanto o CII apresenta valores na mesma ordem que o Índice do Cetano para

combustíveis destilados.

2.9.1.1– ÍNDICE DA AROMATICIDADE DO CARBONO CALCULADO (CCAI)

Por muitos anos a qualidade da ignição dos combustíveis destilados foi

caracterizada primordialmente por um parâmetro conhecido como Número de Cetano

18

(NC), embora em menor medida, outros métodos, como Índice de Cetano ou Índice

Diesel têm sido utilizados também. Atuais especificações internacionais para

combustíveis destilados, assim como a ISO 8217:1996 e British Standard (BS) MA 100:

1996, incluem um limite mínimo para o número de cetano. Lamentavelmente não há um

procedimento similar reconhecido para caracterizar a qualidade da ignição do óleo

combustível residual. Por uma série de razões os métodos utilizados para determinar a

qualidade da ignição dos combustíveis destilados não podem ser aplicados ao óleo

combustível residual. Assim a Shell desenvolveu o conceito de cálculo de

aromaticidade do combustível residual. O resultado foi o CCAI que pode ser calculado

com base na especificação de propriedades de viscosidade e massa específica. É este

parâmetro, que ganhou favor como o método mais prático e significativo para

caracterizar a qualidade da ignição do combustível de óleos residuais e pode ser

calculada usando a Equação (2.1) (VALENCIA, 2005):

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ +

−+−−=323

273483)]85.0([14181 TvLogVkLogLogdCCAI (2.1)

onde d é a massa específica a 15ºC (Kg/m3) e Vk é a viscosidade cinemática (mm2/s) a

temperatura TvºC.

O CCAI é um número de menor unidade que permite classificar as qualidades de

ignição de diferentes óleos combustíveis residuais: quanto menor é o número, melhor

são as características de ignição. Este número não dá uma medida absoluta do

desempenho da ignição, uma vez que a ignição depende muito do projeto da câmara de

combustão e das condições do funcionamento do motor.

O CCAI foi incluído a fim de evitar os óleos residuais com as relações da massa

específica e viscosidade inadequadas, que pode levar a um atraso de ignição prorrogado.

2.9.1.2 – ÍNDICE DA IGNIÇÃO CALCULADA (CII)

Outra formulação para predizer a qualidade da ignição dos combustíveis pesados

é denominada CII, que foi desenvolvida pela British Petroleum. O parâmetro CII

depende da massa específica e a viscosidade do combustível. A característica de auto-

ignição é melhor quanto maior for o parâmetro. Para os combustíveis pesados uma

formulação alternativa para o número de cetano é o CII. A formulação tem menor

19

precisão do que os métodos experimentais. Esta formulação esta dada pela seguinte

expressão (ESPAFADOR et al., 2009):

)]7.0log[log(708.232545.0)1038.0795.270( ++−+= VkdTvCII (2.2)

onde d é a massa específica a 15ºC (Kg/m3), Vk é a viscosidade cinemática (mm2/s) e

Tv(ºC) é temperatura à qual a viscosidade é medida.

O CII não é um bom indicador da qualidade do combustível. O parâmetro CII

será comparado com o ECN (ver Seção 2.9.1.4) no Capítulo 7, já que estes são

parâmetros que se encontram na mesma ordem do número de cetano.

2.9.1.3 – ANALISADOR DA IGNIÇÃO DO COMBUSTÍVEL (FIA)

O FIA estabelece a qualidade de ignição dos combustíveis com base no atraso de

ignição estimado efetivamente medidos no aparelho.

Uma amostra de combustível que é injetado na câmara de combustão do FIA,

auto-inflama e queima como no motor real. Essa amostra a ser investigada é injetada na

câmara de combustão do FIA, utilizando um mecanismo ativado convencional de alta

pressão da bomba de injeção de combustível e um orifício do injetor de combustível.

Durante a injeção, o spray do combustível auto-inflama e queima na câmara de

combustão a volume constante. As condições de ensaio e o processo de combustão são

cuidadosamente monitorados e os dados são recolhidos por uma unidade eletrônica que

contém um microprocessador avançado. Os dados do teste são imediatamente exibidos

na tela do computador assim como analisados, armazenados e arquivados na memória

do computador. Todas as condições de combustão podem ser alteradas com um simples

toque dos controles do teclado.

Os resultados do teste são expressos, na forma gráfica e texto, em termos de

atraso de ignição, do inicio da combustão principal, do período da combustão, da taxa

de transferência de calor e do Número de Cetano FIA (PRADA et al., 2005).

A Figura 2.3 mostra que não existe uma correlação linear entre o atraso de

ignição e o índice CCAI de acordo com o estudo publicado por VALENCIA (2005):

20

Figura 2.3: Correlação no banco de provas para Atraso da Ignição (FIA) e o CCAI.

Temperatura 490ºC/Pressão 50 Bar (VALENCIA, 2005).

PRADA et al. (2005) comparou o CCAI (massa específica a 15ºC e viscosidade

cinemática a 50ºC do combustível) com os valores de atraso de ignição obtidos no

equipamento FIA (Analisador da ignição do combustível) do laboratório de

Combustíveis Industriais do Centro de Pesquisas e Desenvolvimento Leopoldo A.

Miguez de Mello (CENPES), onde o equipamento realiza uma combustão a volume

constante, para avaliação das característica do bunker produzido pela PETROBRAS.

O FIA permite avaliar a qualidade de ignição do bunker em termos das

condições normalmente encontradas na operação do motor do navio, estabelecida como

500°C de temperatura e 45 bar de pressão. No entanto, o software controlador do

equipamento permite que sejam modificadas as condições operacionais de temperatura e

pressão de teste.

Com a finalidade de comparar os resultados apresentados pelo equipamento,

foram testadas 22 amostras. A seleção considerou amostras com diferentes origens e

valores de CCAI para que pudessem ser comparadas com um método que representasse

uma avaliação mais próxima da realidade em um motor de navio.

21

Tabela 2.1 – Comparação CCAI e a Qualidade de Ignição FIA (PRADA et al., 2005)

Amostra CCAI Atraso de

ignição (ms)Inicio da

combustão principal(ms)Período da combustão

(ms) 1 807.9 8.6 11.0 20.9 2 814.3 9.9 12.85 20.3 3 815.8 6.1 8.4 11.5 4 818.3 5.4 7.0 11.6 5 821.2 10.75 14.1 27.1 6 828.2 12.1 15.8 29.4 7 828.3 6.95 10.35 10.7 8 829.7 6.7 10.05 12.0 9 830.1 7.3 10.6 13.1 10 830.4 6.1 7.85 9.1 11 832.8 8.2 12.05 15.5 12 835.7 13.2 17.55 31.4 13 841.1 14.3 18.8 39.1 14 848.9 16.0 20.5 40.0 15 850.4 10.4 15.05 16.1 16 850.4 7.1 9.85 10.8 17 851.6 10.6 15.35 12.8 18 852.4 10.65 15.9 18.1 19 853.2 11.2 17.35 19.1 20 853.5 9.65 16.65 21.2 21 855.4 9.55 18.25 18.2 22 857.7 10.7 15.35 16.6

Figura 2.4: Gráfica da correlação entre o CCAI e o Atraso de Ignição (PRADA et al., 2005)

Concluiu que os resultados obtidos pelo FIA quando comparados com os

cálculos através do CCAI permitem inferir que este índice mostra-se adequado apenas

como um indicativo da tendência da qualidade de Ignição do bunker, e não como

referência para a classificação da sua qualidade de ignição.

22

2.9.1.4 – ESTIMAÇÃO DO NUMERO DE CETANO (ECN)

O parâmetro ECN corresponde para o óleo pesado (HFO) ao número do cetano

(NC) usado para quantificar as características de ignição do óleo diesel. O ECN é

equivalente ao FIA-CN, medida por modelos anteriores do FIA-100.

O parâmetro ECN é um valor calculado em função do MCD (Atraso da

combustão principal); ECN alto significa MCD pequeno (favorável), ECN baixo

significa MCD relativamente mais longo (menos favoráveis). Os valores de ECN serão

de faixa de 5 a 40. A função de conversão foi determinada através das medidas do MCD

para combustíveis com número de cetano conhecidos (combustíveis de referencia

ASTM).

O parâmetro ECN pode ser obtido da seguinte forma (CIMAC, 2010):

MCDeECN *2861.0*15.153 −= (2.3)

onde o MCD é o período entre o início da injeção até o inicio da combustão principal,

ou seja, no momento em que o aumento de pressão, em relação à pressão inicial alcança

o 10% da pressão máxima registrada no final da combustão. A Figura 2.5 mostra o

parâmetro MCD e os outros parâmetros obtidos nos testes no equipamento FIA

(CIMAC, 2010).

Figura 2.5: Curva de pressão em função do tempo obtido no FIA (CIMAC, 2010).

As variáveis mostradas na Figura 2.5 são a seguir definidas:

23

• ID é o atraso de ignição. Esse ponto é o momento em que o aumento da

pressão, em relação à pressão inicial alcança 1% da pressão registrada no final

da combustão.

• MCD é o atraso da combustão principal. Esse ponto é o momento em que

o aumento da pressão, em relação à pressão inicial alcança 10% da pressão

máxima registrada no final da combustão. Isso é interpretado como o momento

em que o processo de combustão principal começa.

• EMC é o final da combustão principal,

• EC é o final da combustão.

• PCP é o período da combustão pré-misturada.

• MCP é o período da combustão principal.

• ABP é o período após a queima.

• MaxPI é a indicação da pressão máxima.

As variáveis da Figura 2.5 obtidas na análise do combustível utilizado nesse

trabalho são mostradas na Tabela 2.2:

Tabela 2.2 – Relatório da análise do óleo combustível pesado feito no FIA.

ID (ms) 6.38

MCD(ms) 8.49

EMC(ms) 14.42

EC(ms) 22.13

PCP(ms) 2.11

MCP(ms) 5.93

ABP(ms) 7.71

MaxPI(bar) 6.98

A Figura 2.6 mostra os intervalos de funcionamento operacional para os

parâmetros ECN (CIMAC, 2010):

24

Figura 2.6: ECN recomendado para os intervalos do funcionamento operacional

(CIMAC, 2010)

Na Figura 2.6 as cores são assim definidas:

Verde: “Condições normais de operação”- Problemas relacionados com as

propriedades de ignição não são esperados para motores em boas condições de trabalho

operado por uma tripulação treinada.

Amarelo: “As dificuldades podem ser encontradas” – As dificuldades podem ser

encontradas com esta faixa do ECN. A probabilidade é decrescente com maior carga,

motor em ótimo estado, motores de baixa rotação, a consciência pessoal e com

tecnologias recentes de motores.

Vermelho: “Risco de problemas” – O risco de problemas pode aumentar até

danos ao motor depois de um curto período de operações. A probabilidade é decrescente

com maior carga, motor em ótimo estado, motores de baixa rotação, a consciência

pessoal e com tecnologias recentes de motores.

Azul: “Dois tempos, motores de baixa velocidade” – Alguns operadores de

navios tiveram problemas com os motores de dois tempos de baixa velocidade quando

utilizaram combustíveis de valores do ECN extremamente baixos. O motivo e base para

tais problemas não são completamente compreendidos.

25

As Figuras 2.7 e 2.8 mostram as comparações de três combustíveis com

diferentes valores de ECN analisados no FIA (CIMAC, 2010).

Figura 2.7: Curva de pressão na combustão obtido no FIA (CIMAC, 2010).

Figura 2.8: Curva da razão de liberação de calor em função do tempo (CIMAC, 2010).

As Figuras 2.9 e 2.10 mostram a analise feito pelo equipamento FIA de uma

amostra de combustível bunker utilizado nesse trabalho.

26

Figura 2.9: Curva da pressão em função do tempo obtido no FIA.

Figura 2.10: Curva da razão de liberação de calor obtido no FIA.

Com o valor do MCD (Tabela 2.2) nós obtemos que o ECN do nosso

combustível bunker (HFO) é igual a 13.5. Com esse valor de ECN nós podemos dizer

que a Figura 2.9 é semelhante à curva de cor verde que se encontra na Figura 2.7, para

poder assim ter uma idéia da qualidade do combustível bunker utilizado nesse trabalho.

A curva da Figura 2.10 indica que o combustível bunker utilizado nesse trabalho

não é adequado (CIMAC, 2010), já que apresenta dois picos de combustão (ou seja,

apresenta uma pré-combustão). Essa pré-combustão indica que a combustão do

combustível bunker é de má qualidade (ver Figura V.1 do Apêndice V).

27

3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS DA SIMULAÇÃO TERMODINÂMICA DO CICLO DE OPERAÇÃO DO MOTOR

3.1 – FORMULAÇÃO TERMODINÂMICA

Os modelos termodinâmicos de simulação dos processos em motores de ciclo

diesel baseiam-se em expressões derivadas da primeira lei da termodinâmica, além de

correlações teóricas para a representação de fenômenos como a taxa de liberação de

calor do combustível queimado. Todas as variáveis no modelo zero-dimensional são

dependentes unicamente do tempo ou do ângulo do eixo de manivelas. A modelagem

zero-dimensaional será realizada nos processos de compressão, combustão e expansão,

ou seja, desde o fechamento da válvula de admissão até a abertura da válvula de

descarga. Nesse trabalho será considerado o cilindro como um sistema fechado, ou seja,

no momento que as válvulas de admissão e de escape se encontram fechadas , assim

como se pode observar na Figura 3.1, onde também é representado o balanço de

energia.

A modelagem desse trabalho foi dividida em duas partes: a primeira parte

modela o processo de compressão e a segunda parte modela os processos de combustão

e expansão. Na primeira parte foi considerado um processo politrópico e na segunda

parte foi considerado um gás ideal.

Figura 3.1 Balanço de energia no cilindro fechado

onde δQcomb é a taxa de calor liberado pelo combustível, δQparede é a taxa do calor

perdido na parede do cilindro, δW é a taxa do trabalho realizado pelo pistão e dU é o

diferencial da energia interna.

28

De acordo à Figura 3.1, a 1º Lei da Termodinâmica na forma diferencial, em

função do ângulo do eixo de manivelas, pode ser escrita como (HEYWOOD, 1988):

δθδ

δθδ

θWQ

ddU Tot −= (3.1)

Na literatura de HEYWOOD (1988) se encontrou as seguintes relações:

θθθ ddTcm

ddc

TmddU

vgv

g += (3.2)

θδθδ

ddVpW

= (3.3)

onde mg é a massa do gás no interior do cilindro e cv é o calor especifico a volume

constante dos gases no interior do cilindro.

Da Figura 3.1 se pode observar a seguinte relação:

δθδ

δθδ

δθδ ParedeCombTot QQQ

−= (3.4)

As perdas de calor na parede do cilindro são por convecção e radiação. No caso

de um motor diesel a perda por radiação esta entre 20% a 35% da perda de calor total

(HEYWOOD, 1988), portanto será considerada na modelagem. Segundo HEYWOOD

(1988) as perdas por convecção e radiação estão dadas pelas seguintes expressões:

))(()( Pconv TTAht

Q−= θθ

δδ

(3.5)

))(( 44Pe

rad TTAt

Q−= θσβ

δδ

(3.6)

onde h(θ) é o coeficiente de transferência de calor, A(θ) é a área de transferência de

calor com a parede do volume de controle, Tp é a temperatura media da parede do

cilindro, βe é a emissividade, σ é a constante de Stefan-Boltzmann. Na literatura do

SOUZA JUNIOR (2009) se encontrou que βe=0.576 para motores diesel.

29

As Equações (3.5) e (3.6) estão em função do tempo, portanto para manter uma

única variável se terá que expressar em função do ângulo do eixo de manivelas

utilizando a seguinte correlação encontrada na literatura do HEYWOOD (1988):

Rott

.6θΔ

=Δ (3.7)

onde Rot é a rotação do motor, dada em revoluções por minuto (RPM).

Assim, utilizando (3.7) em (3.5) e (3.6) tornam-se:

RotTTAhQ Pconv

6))(()( −

=θθ

δθδ

(3.8)

RotTTQ Perad

6)(. 44 −

=σβ

δθδ

(3.9)

Das Equações (3.8) e (3.9) a perda total na parede do cilindro pode ser expressa

como:

RotTT

RotTTAhQ PePparede

6)(.

6))(()( 44 −+

−=

σβθθδθ

δ (3.10)

No processo de compressão será considerado um processo politrópico de acordo

à seguinte equação (LANZAFAME et. al., 2003):

n

VVpp ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛= 1

1 (3.11)

onde n se encontra entre 1.25 e 1.35 segundo LANZAFAME et. al. (2003), mas nesse

trabalho o valor do n será igual a 1.35.

Para os processos de combustão e expansão será considerada a hipótese do uso

da equação dos gases ideais no interior do cilindro (HEYWOOD, 1988).

RTmpV g= (3.12)

30

Como se precisa montar um sistema de equações diferenciais, a Equação (3.12)

será derivada em função do ângulo do eixo de manivelas (θ) obtendo a seguinte

equação:

θθθ ddTRm

ddpV

ddVp g=+ (3.13)

mg é a massa dos gases considerando-se a hipótese que o fluido comporta-se

como gás ideal. Da Equação (3.12) se pode obter que TpVRmg = , então a Equação

(3.13) torna-se:

θθθ ddV

Vddp

pddT

T111

+= (3.14)

A Equação (3.14) será considerada como uma das equações diferenciais do

sistema de equações. Outra equação será obtida da primeira lei da termodinâmica (3.1)

usando as Equações (3.2), (3.3) e (3.4), assim como se pode observa a continuação:

θδθδ

δθδ

θθ ddVp

QQddTcm

ddc

Tm ParedeCombvg

vg −−=+ (3.15)

Utilizando-se a igualdade da Equação (3.12) e dividindo o lado esquerdo de

(3.15) por mgRT e o lado direito por pV, tem-se:

θδθδ

δθδ

θθ ddV

VQQ

pVddT

RTc

ddc

RParedeCombvv 1)(11

−−=+ (3.16)

Pata tirar o R da Equação (3.16) se utilizará as seguintes equações (HEYWOOD,

1988):

vp ccR −= (3.17)

v

p

cc

=γ (3.18)

31

Assim, utilizando (3.17) e (3.18) em (3.16) torna-se:

θδθδ

δθδ

θγ

γθγ ddV

VQQ

pVdd

ddT

TParedeComb 1][1]

)1(11[

)1(1

−−=−

−−

(3.19)

3.2 – SISTEMA DE EQUAÇÕES A SER RESOLVIDO

As Equações (3.3), (3.4), (3.14) e (3.19) formam um sistema de equações

diferenciais ordinárias para modelar os processos de combustão e expansão, assim como

se pode observar a continuação:

θδθδ

ddVpW

= (3.3)

δθδ

δθδ

δθδ ParedeCombTot QQQ

−= (3.4)

θθθ ddV

Vddp

pddT

T111

+= (3.14)

θδθδ

δθδ

θγ

γθγ ddV

VQQ

pVdd

ddT

TParedeComb 1][1]

)1(11[

)1(1

−−=−

−−

(3.19)

Onde as incógnitas, todas em função do ângulo de manivelas, são:

• Temperatura(T);

• Pressão(p);

• Trabalho executado(W);

• Calor total transferido ao sistema termodinâmico (QTotal).

Para modelar o processo de compressão será usado o mesmo sistema de

equações com a diferença que a Equação (3.14) será substituída pela Equação (3.11).

3.3 – EQUAÇÕES COMPLEMENTARES

As equações complementares servem de apoio ao sistema de equações da Seção

3.2, devido que ainda se tem variáveis desconhecidas (diferentes das incógnitas),

32

portanto estas devem ser conhecidas para poder resolver o sistema de equações.

Obviamente estas variáveis devem estar em função do ângulo do eixo de manivelas.

Elas serão apresentadas nos item a seguir:

3.3.1 – GEOMETRIA DO MOTOR

Para possibilitar a resolução do sistema de equações diferenciais ordinárias em

função do ângulo de manivelas, faz-se necessário o equacionamento adequado do

volume e da área da câmara de combustão em função desse ângulo. O volume e a área

da câmara de combustão serão fornecidos pela geometria do motor.

A Figura 3.2 é o esboço da geometria do cilindro, virabrequim e biela, sendo D o

diâmetro do cilindro, L o comprimento da biela e Rv o raio do eixo virabrequim. A

relação L/Rv é chamada relação biela-manivela (BM) e S é o curso do pistão. Assim

como se pode observar:

Figura 3.2 – Geometria do motor

Da Figura 3.2 podem-se obter as expressões para o volume e a área

(HEYWOOD, 1988, BRAMBILA, 2006):

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−+−+= )

180(()

180cos(1)1(

211)( 22 θπθπθ senBMBMrVV C (3.20)

33

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−++= )

180(()

180cos(1

24.2)( 22

2 θπθπππθ senBMBMDSDA (3.21)

onde r é a razão de compressão, ou seja, é a relação entre volume máximo e o volume

mínimo do cilindro (respectivamente quando θ=-180° e θ=0°), Vc é o volume da câmara

de combustão ou também chamado volume morto.

A velocidade media do pistão (em m/s) também pode ser calculada através da

seguinte equação (HEYWOOD, 1988):

60..2 RotSSP = (3.22)

O volume deslocado, também chamado cilindrada, é dado por;

4

2SDVdπ

= (3.23)

3.3.2 – ATRASO DE IGNIÇÃO

Nos motores diesel de injeção direta, a estimativa do atraso de ignição é de

grande importância devido ao seu efeito sobre a capacidade de atingir a temperatura de

auto ignição do combustível, o ruído e a formação de NOx. O atraso da ignição no

motor diesel é definido como um intervalo de tempo entre o inicio da injeção de

combustível e o inicio da combustão. Este período de atraso é composto por o atraso

físico, onde a atomização, a vaporização e a mistura ar-combustível ocorrem e o atraso

químico atribuído às reações de pré-combustão. Ambos os atrasos físicos e químicos

ocorrem simultaneamente (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009), conforme já foi

definido no Capítulo 2.

Numerosas correlações para predizer o atraso de ignição têm sido propostas com

base em experimentos realizados em bombas de volume constante, maquinas de rápida

compressão e motores. Mas, poucas correlações foram desenvolvidas considerando

dados do motor (SOUZA JUNIOR, 2009). Estas correlações não foram bem sucedidas

nos rendimentos, e nas previsões satisfatórias em uma ampla variedade de condições de

funcionamento, devido a que não se considerou o efeito da qualidade da mistura.

Recentemente ASSANIS et al. (1999) compararam essas correlações e encontraram

uma melhor previsibilidade usando a correlação de WATSON

34

(LAKSHMINARAYANAN et al., 2009). A continuação se apresenta as três

correlações:

Equação de Hardenberg (SOUZA JUNIOR, 2009):

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+=Δ

63.0

4.122.21

1719011

*)*22.036.0()(pTR

Ea

PAI eSθτ (3.24)

onde τAI é o atraso de ignição, Sp é a velocidade media do pistão, Ea energia de

ativação, R é a constante universal dos gases, p e T são a pressão e a temperatura

obtidos no PMS, através de um processo politrópico. A energia de ativação pode-se

obter da seguinte forma:

25618840

+=

NCEa (3.25)

onde NC é o número de cetano do combustível. Mas como o combustível usado nesse

trabalho é o óleo combustível pesado, o NC não é conhecido diretamente, então para a

modelagem do atraso de ignição pode ser substituído por o CII segundo ESPAFADOR

et al. (2009), ou pelo ECN.

O coeficiente 618840 da Equação (3.25) pode ser modificado utilizando valores

entre 618840 e 1310000 (AGHAV et al., 2008).

Equação de Watson (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009):

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−= cTR

Ea

cAI epms *02.1 **45.3)(τ (3.26)

onde pc e Tc são a pressão e a temperatura no interior do cilindro que serão obtidas pelas

seguintes equações (LAKSHMINARAYANAN et al., 2009):

1

1 * −= cefc TT ε (3.27)

cefc pp ε*1= (3.28)

35

SOI

def V

V=ε (3.29)

1*1.14.04.1+

−=pS

c (3.30)

onde εef é a razão de compressão efetiva, p1 é a pressão na admissão, T1 é a temperatura

na admissão, c é a constante politrópica, Vd é o volume deslocado e VSOI é o volume no

inicio da injeção.

Equação de Assanis (ASSANIS et al., 1999):

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−= cTR

Ea

cAI epms *02.12.0 ***4.2)( φτ (3.31)

ondeφ é a razão de equivalência.

Como o atraso da ignição esta em milissegundos, através de uma transformação

de coordenadas pode ser expresso em graus de acordo a seguinte correlação:

)(*006.0)( msRot AIAI τθτ =Δ (3.32)

Sabendo-se em que ângulo antes do PMS é feita a injeção (θii) e o valor do atraso

da ignição em graus, pode-se determinar o ângulo de início da combustão (θic):

)( θτθθ Δ+= AIiiic (3.33)

Posteriormente o atraso de ignição será medida experimentalmente no motor

MAN utilizando o medidor Pxθ (INDUMODUL).

3.3.3 – LIBERAÇÃO DE CALOR PELA QUEIMA DO COMBUSTÍVEL

A quantidade do calor liberado pela queima do combustível (Qcomb) pode-se

obter da seguinte forma:

PCImQ combcomb .= (3.34)

36

onde mcomb é a massa do combustível admitida no cilindro por ciclo, expressa em Kg, e

PCI é o Poder Calorífico Inferior do combustível, expresso em J/Kg.

Outra forma de obter o Qcomb é através do calor da combustão (James, 2006),

assim como se pode observar na seguinte equação:

QmQ combcomb .= (3.35)

onde Q é o calor da combustão(cal/g), e pode-se obter da seguinte forma:

2210012400 dQ −= (3.36)

onde d (g/cm3) é a massa específica a 60ºF(15.6ºC).

O Qcomb também pode ser obtido em função da energia específica líquida (ISO

8217, 2010), assim como se pode observar na seguinte equação:

Rnpcombcomb QmQ .= (3.37)

onde QRnp é a energia específica líquida (expressa em MJ/Kg), e pode ser obtido da

seguinte forma:

wss

awRnpQ

ωωω

ωωρρ

*02449.0*0942.0)]

(*01.01)[10**167.310**802.8704.46( 315

6215

−++

+−+−= −−

(3.38)

onde ρ15 é a massa específica a 15 ºC (Kg/m3), ωw é o teor de água (percentagem em

massa), ωa é o teor de cinza (percentagem em massa) e ωs é o teor de enxofre

(percentagem em massa).

A taxa de liberação de calor pela queima do combustível está em função da taxa

de queima do combustível, e poderá ser escrita como:

θδθδ

ddxQ

Qcomb

comb .= (3.39)

onde dx/dθ é a taxa de queima do combustível e x é a fração de combustível queimado.

A fração de combustível queimado (x) é a razão entre o combustível queimado

até o momento e o combustível total utilizado no ciclo, portanto a variação de x é de 0 a

1.

37

Muitas vezes a distinção entre os períodos pré-misturado e difusivo da

combustão não se faz tão óbvia. Surge então a necessidade de algum critério para

separar as parcelas pré-misturada e difusiva da combustão, expressas nas curvas

experimentais de taxa aparente de queima. Baseando-se na teoria das reações em cadeia

proposta por Semenov, a qual explica a combustão de misturas homogêneas, Wiebe

deduziu uma expressão semi-empirica para a taxa de liberação de energia, sugerindo

que ela fosse aplicada em motores diesel. Na dedução desta expressão Wiebe admitiu

que a taxa de combustão é proporcional a velocidade de formação de radicais ativos, e

que a taxa de geração destes radicais é proporcional à duração da combustão elevada a

um expoente a ser determinado. A função proposta por Wiebe é dada por (BUENO,

2003, SOUZA, 2009):

1

1)(

+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ−

−

−=

ma

c

icc

ex θθθ

θ (3.40)

onde Δθc é a duração total da combustão, m é o fator de forma da câmara, que

condiciona a rapidez da combustão, ac é um parâmetro de eficiência da combustão.

A fórmula de Wiebe expressa formalmente a cinética de combustão em misturas

homogêneas combustível-ar, por isso ela deve ser aplicada apenas a motores com

formação da mistura no coletor de admissão. Desta maneira, ela é incapaz de representar

a queima em dois períodos nos motores diesel.

Devido que uma única função do Wiebe não pode predizer a razão de liberação

de calor em motores diesel, Watson e co-autores propuseram a utilização de duas

funções, uma representando o período da combustão pré-misturada e outra o período de

combustão difusiva. As curvas de liberação de energia apresentadas por estes autores,

calculadas a partir de diagramas experimentais de pressão, foram muito bem

representadas por duas funções de Wiebe.

A fração de combustível queimado pode-se representar da seguinte forma

(BUENO, 2003, SOUZA JUNIOR, 2009):

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛+−=

+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ−

−+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Δ−

−11

..1)(d

d

icp

p

icm

a

d

ma

p exexx θθθ

θθθ

θ (3.41)

38

onde:

xp : fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada (combustão

rápida);

xd : fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (combustão

controlada).

Nota-se que xp+ xd = 1;

Δθp : duração da combustão pré-misturada;

Δθd : duração da combustão difusiva;

mp : fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada; e

md : fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva.

No trabalho de Miyamoto, pode-se encontrar que depois de analisar os

diagramas experimentais de pressão no interior do cilindro em motores de ignição por

compressão, encontrou-se valores de 3 e 1 para mp e md respectivamente, 10º e 90º para

Δθp e Δθd respectivamente, 4.605 para a e 0.25 para xp. Estes valores serão usados

como estimativa inicial, já que para ter certeza que são corretos tem que se fazer uma

comparação entre as curvas de calor liberado pelo combustível obtido na parte

experimental e na simulação (SOUZA JUNIOR, 2009).

Segundo Watson, a fração de combustível queimado usando funções algébricas

pode-se representar da seguinte forma (KANNAN et al., 2009):

cAI

b

caτφβ −= 1 (3.42)

onde a, b, c são constantes que se encontram nas seguintes faixas:0.8< a <0.95, 0.25 < b

<0.45 e 0.025< c <0.5.

A função da combustão pré-misturada é (KANNAN et al., 2009):

21

1 )1(1 kkXf −−= (3.43)

A função da combustão controlada é (KANNAN et al., 2009):

)exp(1 4

32kXkf −−= (3.44)

onde:

39

c

icXθθθ

Δ−

=

4.28

1 )*(10*25.12 Rotk AIτ−+=

50002 =k

644.032.14

φ=k

25.0

34 *79.0 kk =

Então a fração de combustível queimado segundo Watson esta dado pela

seguinte equação (KANNAN et al., 2009):

21 )1(*)( ffx cc ββθ −+= (3.45)

A equação para o cálculo da fração de combustível queimado utilizada na

modelagem é a seguinte:

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−+−=

+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ−

−+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Δ−

−11

).1(.1)(d

d

icp

p

icm

a

c

ma

c eex θθθ

θθθ

ββθ (3.46)

A Equação (3.46) foi obtida a partir das correlações utilizadas por Miyamoto

(SOUZA JUNIOR, 2009) e por Watson (KANNAN et al., 2009).

3.3.4 – COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR

A correlação de Hohenberg para o coeficiente de transferência de calor (h)

instantâneo considera verdadeiramente as condições atuais em um motor de injeção

direta. Essa correlação é baseada em extensas experiências feitas nos motores diesel de

injeção direta e é estimada utilizando a seguinte equação (LAKSHMINARAYANAN et

al., 2009):

40

4.006.08.08.0 **)4.1(**130 −−+= TVSph p (3.47)

onde p é a pressão (m/s), V é o volume (m3), T é a temperatura (K) e Sp é a velocidade

media do pistão (m/s).

Outras correlações que podem também ser usadas serão listadas a seguir:

Correlação de Woschni (HEYWOOD, 1988):

8.055.08.02,0.26,3)( gvTpDh −−=θ (3.48)

onde D é o diâmetro do cilindro (m), p é pressão (KPa), T é temperatura e vg é a

velocidade do gás admitido na câmara (m/s), e esta dado pela seguinte equação:

11

10 )(00324.028.2

VpTVppSv dPg −+= (3.49)

onde p0 é a pressão no interior da câmara na compressão sem ocorrência de combustão,

Vd é o volume deslocado (cilindrada) e T1, p1 e V1 são a temperatura, pressão e volume

no ângulo de fechamento da válvula de admissão.

Correlação de Eichelberg (SHUDO et al., 2002):

5.033.0 )*(**43.2)( TpSh p=θ (3.50)

onde Sp é a velocidade média do pistão (m/s), p é pressão (bar) e T é a temperatura (K).

3.3.5 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS

O γ pode ser expresso como função apenas de cp e da constante do gás (R)

(HEYWOOD, 1988).

Rcc

p

p

−=γ (3.51)

O cp pode ser expresso como uma função polinomial que depende unicamente da

temperatura (HEYWOOD, 1998, DA SILVA, 1992).

41

LANZAFAME et al. (2003) apresentaram uma nova proposta para o cálculo de

cp, através do uso de um único modelo de equação polinomial do 5º grau, logarítmica,

com validade para temperaturas superiores a 4000K, pois são temperaturas que podem

ocorrer em motores de combustão interna:

5

54

43

32

210 )(ln)(ln)(ln)(ln)(ln)( TaTaTaTaTaaTc p +++++= (3.52)

Os coeficientes ai da publicação do LANZAFAME et al. (2003) para o CO2,

H2O, O2, N2, CO e NO serão usados neste trabalho. A tabela a seguir mostra os valores

dos coeficientes ai.

Tabela 3.1 – Coeficientes para o cálculo do pc (J/mol K)

Espécies a0 a1 a2 a3 a4 a5 CO2 -1412.36785 128846770 -452.81197 77.54809 -6.43522 0.20754 H2O -11780.76495 8490.52180 -2414.77575 339.33662 -23.54277 0.64541 O2 10228.34260 -7184.92333 2010.86808 -279.69496 19.34823 -0.53257 N2 -7513.36420 5708.38047 -1712.17390 254.29554 -18.69984 0.54497 CO -2644.1160641 2118.612114474 -660.234117 101.081959 -7.603857 0.22518 NO -2333.028363 1927.66396650 -615.337750 96.1500675 -7.362231 0.221486

O cp do SO2 foi estabelecido pela seguinte correlação (ANNAMALAI et al.,

2001):

253 *10*015.1*10*801.0669.5)( −− −+= TT

RTc p (3.53)

Muito se procurou uma correlação para o calor específico do combustível bunker

em função da temperatura. Entretanto, SPEIGHT (2006) fez muitas medidas de calores

específicos para diversos tipos de hidrocarbonetos, mas os dados para a maioria dos

efeitos pode ser resumida pela seguinte equação geral:

)00045.0388.0(1

tdC

+= (3.54)

onde C(Cal/grºC) é o calor especifico a t (ºF) e d é a massa específica a 60ºF(15.6ºC).

42

4. MODELAGEM

4.1 – ASPECTOS GERAIS

O programa simulador foi desenvolvido no software WOLFRAM

MATHEMATICA 7, já que a vantagem deste software é que tem as sub-rotinas prontas

para a solução de equações diferenciais ordinárias, entre eles, Rungge Kutta de 4ª ordem

e Adams. Além disso, o software tem uma opção de seleção da melhor sub-rotina de

forma automática, com isto pode-se otimizar a solução das equações diferenciais.

A modelagem zero-dimensional será usada nesse trabalho, já que permite uma

descrição precisa dos fenômenos físicos (calor liberado durante a combustão e troca de

calor entre os gases e a parede do cilindro) e possui uma simplicidade matemática,

permitindo o ganho de tempo computacional (LANZAFAME et al., 2003). Por se tratar

de uma modelagem zero-dimensional não será possível calcular todos os gases de saída

na combustão incompleta.

No modelo usado neste trabalho será considerada que a razão entre os calores

específicos (γ) é uma função que depende da temperatura e que há existência da troca de

calor entre a parede e os gases no interior do cilindro, pois isto faz que o modelo seja

mais preciso.

A modelagem será desenvolvida para os processos de compressão, combustão e

expansão, ou seja, desde o fechamento de válvula de admissão até a abertura da válvula

de escape devido que nesses processos ocorrem os principais fenômenos relacionados

ao trabalho útil do motor. Outra consideração dessa modelagem é que a câmara de

combustão é considerada como um cilindro fechado, ou seja, não considera as vazões

em massa de entrada de ar e combustível e os fluxos mássicos de saída dos gases de

escapamento.

A limitação desse modelo é que as informações de atraso de ignição e a fração

de combustível queimado são fornecidas através de uma equação empírica.

Como este trabalho usa um modelo zero-dimensional se apresentará as seguintes

hipóteses (HEYWOOD, 1980, HEYWOOD, 1988, KANNAN et al., 2009):

- Efeitos de turbulência não são considerados;

- Eficiência de combustão considerada como 99%;

- Mistura ar-combustível e gases de exaustão se comportam como um gás ideal;

- Pressão é uniforme em todo o cilindro;

43

- Temperatura é uniforme em todo o cilindro.

4.2 – EQUAÇÕES DA COMBUSTÃO

Na modelagem dos dois combustíveis (destilado e bunker) será utilizado seus

combustíveis equivalentes que será denotado por CjHkOmNiSc, onde C, H, O, N e S são

átomos de carbono, hidrogênio oxigênio, nitrogênio e enxofre respectivamente, e j, k, m,

i e c são as quantidades de cada átomo presentes na formula química do combustível

equivalente. Estes últimos serão obtidos das percentagens dos átomos de C, H, O, N e S

dos combustíveis, assim como se pode observar a continuação:

32%14

%16%1

%12%

Sc

Ni

Om

Hk

Cj

=

=

=

=

=

(4.1)

Na modelagem da combustão dos dois combustíveis, o combustível (destilado

ou bunker) e o ar (21% de O2 e 79% de N2) serão os reagentes e os produtos serão:

dióxido de carbono (CO2), água (H2O), oxigênio (O2), nitrogênio (N2), óxidos de

nitrogênio (NO +NO2), monóxido de carbono (CO), dióxido de enxofre (SO2) e

hidrocarbonetos (HC). Estes produtos não serão obtidos com exatidão devido a que o

modelo usado é zero-dimensional.

No inicio da modelagem será adotada uma simplificação considerando que a

combustão é completa (ou estequiométrica) devido a que à quantidade dos produtos são

maiores do que o número de equações obtidas no balanço químico. Com esta

consideração o programa irá calcular a temperatura mais alta na câmara de combustão,

que é, teoricamente, a temperatura onde ocorre o equilíbrio químico entre as espécies

químicas (KUO, 1986). Com esta temperatura máxima serão calculadas as constantes de

equilíbrio (Kp’s) para as reações de formação de CO e de NO. E finalmente com estas

duas equações se poderá fazer a modelagem para uma combustão incompleta, o qual

acontece nesse trabalho.

44

4.2.1 – COMBUSTÃO COMPLETA

A combustão completa do combustível equivalente pode ser escrita da seguinte

forma:

222222 2222)76.3( SOnNnOHnCOnNOSNOHC SONOHCOcimkj +++→++α

(4.2)

Com os valores de j, k, m, i e c obtidos da Equação (4.1) e fazendo-se os

balanços atômicos de C, H, O, N e S, o número de moles do ar (α) necessário para a

combustão completa será obtido.

4.2.2 – COMBUSTÃO INCOMPLETA

Para a combustão incompleta deste trabalho optou-se por trabalhar com oito

produtos da combustão, sendo os quatro primeiros os produtos presentes na combustão

completa (CO2, H2O, N2 e SO2) e mais quatro produtos: o oxigênio (O2), o monóxido de

carbono (CO), monóxido de nitrogênio (NO) e hidrocarbonetos (CjHkOmNiSc). Sendo

assim, a equação da combustão incompleta será da seguinte forma:

cimkjHCNOCOO

SONOHCOcimkj

SNOHCnNOnCOnOn

SOnNnOHnCOnNOSNOHC

+++

++++→++

2

222222

2

2222)76.3(α

(4.3)

Fazendo-se novamente o balanço atômico para C, H, O, N e S, obtêm-se cinco

equações. O α, obtido na combustão completa, e λ, é conhecido sabendo-se o consumo

de combustível e a massa de ar admitida por ciclo. Sendo assim, só falta conhecer os

números de moles dos produtos que são oito, mas nesse trabalho será considerado nHC

igual a zero já que a modelagem é zero-dimensional. Portanto se precisa de mais duas

equações para poder resolver o sistema de equações.

As reações para o equilíbrio químico de CO e NO num sistema fechado, pode ser

escrita da seguinte forma (VAN, 1995):

22 22 OCOCO +↔ (4.4)

NOON 222 ↔+ (4.5)

45

Aplicando a teoria do equilíbrio químico para as Equações (4.4) e (4.5), obtém-

se as seguintes relações (VAN, 1995):

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛= 02

2

1 )()()(

2

2

PP

YYY

Kp t

CO

OCO (4.6)

0

0

2

2 )(*)()(

22

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=

PP

YYY

Kp t

ON

NO (4.7)

Onde Kp1 e Kp2 são as constantes de equilíbrio para as reações de CO e NO,

respectivamente, dependentes somente da temperatura e estas estão tabeladas no

Apêndice III. Y é a fração molar do equilíbrio, Pt é a pressão total da mistura e P0 é

pressão de referência, sendo este ultimo igual a 0.1 MPa.

Com estas duas últimas equações se pode resolver o sistema de equações (sete

incógnitas e sete equações), obtendo assim o número de moles dos produtos, para logo

ser utilizados na obtenção dos γ’s equivalentes dos reagentes e dos produtos variando

com a temperatura.

Entretanto, por se tratar de um modelo zero-dimensional, os valores encontrados

para o número de moles dos produtos, principalmente os de CO e de NO, não serão

definitivos, pois só valem para o equilíbrio químico (SOUZA JUNIOR, 2009).

4.3 – RAZÃO DE CALORES ESPECÍFICOS DE REAGENTES E PRODUTOS

A razão de calores específicos é calculada como função de cp, de acordo com a

Equação (3.17):

Rcc

p

p

−=γ (4.8)

A razão de calores específicos de uma mistura pode ser calculada conforme à

seguinte relação (HEYWOOD, 1988, SOUZA, 2009):

∑=i

iit

nn

γγ 1 (4.9)

A partir de esta última equação pode-se obter a razão de calores específicos para

os reagentes (γr) quanto para os produtos (γp), onde nt é o número total de moles na

46

mistura, ni é o número de cada componente e γi é a relação entre os calores específicos

de cada componente.

Nesta simulação foi considerada que os reagentes se transformam em produtos

de forma linear. Como x representa a fração de mistura dos reagentes que foi queimada

na combustão, assim a equação para razão de calores específico equivalente (γeq) para

os reagentes e produtos é obtida da seguinte forma (SOUZA JUNIOR, 2009):

preq xx γγγ .).1( +−= (4.10)

4.4 – DADOS DE ENTRADA

4.4.1 – INFORMAÇÕES SOBRE A GEOMETRIA DO MOTOR

• Diâmetro do cilindro (D);

• Relação biela-manivela (BM);

• Curso do Pistão (S);

• Razão de compressão (r);

• Ângulo de fechamento da válvula de admissão (θfv); e

• Ângulo de abertura da válvula de descarga (θav).

4.4.2 – DADOS INICIAIS E OPERACIONAIS DO MOTOR

• Pressão no fechamento da válvula de admissão (P1);

• Temperatura no fechamento da válvula de admissão (T1);

• Rotação do motor (Rot);

• Ângulo de início da injeção de combustível (θii);

• Temperatura media da parede do cilindro (Tp);

• Consumo de combustível ( combm& ).

4.4.3 – DADOS DA COMBUSTÃO

• Duração da combustão pré-misturada (Δθp);

• Duração da combustão difusiva (Δθd);

• Relação de equivalência combustível-ar (φ);

47

4.4.4 - DADOS DOS REAGENTES E PRODUTOS DA COMBUSTÃO

• Os calores específicos a pressão constante em função da temperatura das

espécies químicas consideradas

4.4.5 – DADOS DOS COMBUSTÍVEIS

• Percentagens de C, H, O, N e S contidos no combustível (%C, %H, %O, %N e

%S);

• Viscosidade (Vk);

• Massa específica (d);

4.5 – PROCEDIMENTO DE CÁLCULO

1. Introdução dos dados de entrado. No combustível destilado marítimo o NC é

igual a 48.3 e no óleo combustível pesado o ECN estimado no FIA é igual a

13.5.

2. O programa de simulação determina o atraso de ignição utilizando a equação de

Assanis (equação (3.31)).

3. Determinação da função dupla de Wiebe utilizando a correlação modificada do

Miyamoto por Watson (Equação (3.46)).

4. Cálculo do número de moles do ar da combustão completa, para logo calcular os

números de moles dos reagentes dos produtos da combustão incompleta, mas

para a primeira rodada as moles do CO e NO não serão consideradas já que estes

são introduzidos no programa de simulação em função da temperatura, e esta

ainda é uma incógnita.

5. Obtenção da razão de calores específicos equivalentes.

6. Resolução do sistema de equações utilizando o programa de simulação

termodinâmica. A primeira parte da resolução do sistema de equações será

referente ao processo da compressão utilizando um processo politrópico e

segunda parte será dos processos de combustão e expansão utilizando a lei dos

gases ideais. A solução do sistema de equações será resolvida utilizando a

função NDSolve do WOLFRAM MATHEMATICA 7 com seleção de método

de resolução automático.

48

7. Após a primeira rodada do programa de simulação, a curva de pressão obtida na

modelagem será comparada com a curva de pressão experimental. Se as duas

curvas fossem bem diferentes então deve ser utilizada a outra correlação da

fração de combustível queimado. Com a escolha da correlação certa da fração de

combustível queimado, as curvas de pressão (simulada e experimental) serão

ajustadas.

8. Com a obtenção da curva de pressão certa (simulada), a curva de temperatura e

as outras curvas também serão obtidas. Agora sim, se utilizará o número de

moles do CO e do NO nos produtos já que a temperatura máxima é conhecida e

pode ser utilizado para o cálculo de Kp1 e Kp2, e novamente se fará todos os

passos anteriores até encontrar uma diferença pequena (dentro da tolerância)

entre as temperaturas máximas do passo anterior e do passo atual.

9. Resolvido o sistema de equações com a tolerância para a temperatura, a parte

final do programa de simulação é gerar as curvas de pressão e temperatura no

interior do cilindro, trabalho indicado, liberação de calor pelo combustível e

perdas por transferência de calor.

4.6 – FLUXOGRAMA DO PROGRAMA

Dados de entrada Cálculo do atraso da ignição

Obtenção da função dupla de Wiebe (equação (3.46).

Comparação das curvas de pressão simulada e

experimental

Determinação dos moles de ar utilizados na

equação de combustão completa

Determinação dos moles de reagentes e produtos da combustão incompleta

Cálculo do γeq

Resolução do sistema de equações

Diferença pequena entre temperaturas obtidas em duas rodadas contínuas?

Plotagem das principais curvas (dadas no capítulo 7)

Não

Sim

49

4.7 – CÁLCULO DOS PARÂMETROS DE DESEMPENHO DO MOTOR

Neste trabalho os parâmetros de desempenho do motor serão calculados somente

no interior do cilindro devido a que a eficiência mecânica do motor não será calculada.

Então os parâmetros de desempenho do motor são: trabalho indicado, pressão media

indicada, potencia indicada, torque indicado e o rendimento indicado.

4.7.1 – TRABALHO INDICADO

Como o programa só é válido para o ciclo em que o volume de controle se

encontra fechado, o trabalho indicado (Wi) realizado pelo motor é calculado da seguinte

forma (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009):

∫=av

fv

dVPWi

θ

θ

θ )( (4.11)

onde θfv e θav são, respectivamente, os ângulos de fechamento da válvula de admissão e

de abertura da válvula de descarga.

4.7.2 – PRESSÃO MÉDIA INDICADA

A pressão média indicada esta dada pela seguinte expressão (HEYWOOD, 1988,

SOUZA JUNIOR, 2009):

d

i

VWpmi = (4.12)

onde Vd é a Cilindrada.

4.7.3 – POTÊNCIA INDICADA

A potência indicada é aquela que ocorre no interior do cilindro, e esta dada pela

seguinte expressão (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009):

50

120.

120.. RotWRotVPmiPot id

i == (4.13)

onde Rot é a rotação do motor(RPM).

4.7.4 – RENDIMENTO INDICADO

É o quociente entre o trabalho indicado e a energia produzida pela queima do

combustível (HEYWOOD, 1988, SOUZA JUNIOR, 2009).

PCImPot

comb

ii .&=η (4.14)

onde combm& é a vazão em massa e PCI é o Poder Calorífico Inferior do combustível.

4.7.5 – CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTÍVEL (CEC)

É definido como a quantidade de combustível necessária para produzir uma

determinada potencia efetiva durante certo intervalo de tempo (HEYWOOD, 1988,

SOUZA JUNIOR, 2009).

e

comb

Potm

CEC &= (4.15)

onde combm& é a vazão em massa e Pote é a potência efetiva no eixo do motor.

51

5. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL

5.1 – COMBUSTÍVEIS UTILIZADOS

Os combustíveis utilizados nos testes no motor são: o combustível destilado

marítimo e o óleo combustível pesado (combustível residual marítimo).

5.1.1 – COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO

O óleo combustível destilado marítimo usado nesse trabalho tem a seguinte

composição química: 79.4% de carbono, 12.4% de hidrogênio, 0.3% de oxigênio, 0.3%

de nitrogênio e 0.3% de enxofre. O número de cetanas deste combustível é 48.3.

5.1.2 – ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO

O óleo combustível pesado usado nesse trabalho tem a seguinte composição

química: 88.8% de carbono, 11.1% de hidrogênio, 0.6% de oxigênio, 0.7% de

nitrogênio e 0.8% de enxofre. O PCI do nosso combustível bunker é de 9.808 Kcal/Kg

(41.06 MJ/Kg) e a energia especifica líquida (ISO 8217, 2010) é de 9.783 Kcal/Kg

(40.96 MJ/Kg).

5.2 – MOTOR UTILIZADO

Os testes foram feitos em um motor MAN Innovator-4C de injeção direta de

cinco cilindros.

Figura 5.1: Motor MAN

52

A Tabela 5.1 apresenta as especificações do motor.

Tabela 5.1 – Especificações do motor MAN

Tipo de motor L16/24 Marca MAN Número de ciclos 4 tempos Razão de compressão 15.2:1 Tipo de Injeção Direta Número de cilindros 5 Velocidade do Motor 1200 RPM Potencia do Motor 500 KW Diâmetro do cilindro 160 mm Curso do pistão 240 mm Comprimento da biela 690 mm Relação Biela manivela 5.75 Ângulo da injeção -8º (8º antes do PMS) Ângulo de fechamento da válvula de admissão -136º (118º antes do PMS)

Ângulo de abertura da válvula de descarga 140º

As Figuras 5.2, 5.3 e 5.4 que representam o perfil de operação do motor:

Figura 5.2: Perfil de operação do motor no primeiro dia

A Figura 5.2 mostra que para utilizar o combustível bunker no motor, primeiro

deve ser ligado o motor utilizando combustível destilado marítimo e quando a potencia

de operação é de 50% já poderia ser trocado para o combustível bunker. Este

procedimento é feito só se o motor ficou vários dias sem operar. O motor não pode ser

ligado utilizando combustível bunker já que para usar este combustível o motor tem que

se pré-aquecido.

53

Figura 5.3: Funcionamento do motor nos dias intermédios

A Figura 5.3 mostra que quando o motor funciona durante dias contínuos, este

pode ser ligado e desligado utilizando HFO.

Figura 5.4: Funcionamento do motor no último dia

A Figura 5.4 mostra que para desligar o motor com a finalidade de deixá-lo sem

funcionamento por vários dias, o combustível bunker deve ser trocado para combustível

destilado marítimo. Esta troca deve ser feita quando a potencia de operação do motor

seja 50%. A troca para combustível destilado marítimo é importante já que se for

utilizado o combustível bunker, este acarretaria problemas no motor se fosse ligado

depois de vários dias devido a que este combustível só pode ser utilizado a temperaturas

maiores do que a temperatura ambiental.

54

5.2.1 – MODULO BASE

Todos os sistemas importantes são equipados com sensores de temperatura e

sensores de pressão para leitura local e remota. Os sensores para monitoramento e

alarme são conectados ao modulo base. O modulo base esta constituído pelo modulo de

operação, pelo monitoramento de temperatura e pressão e pelo monitoramento da

temperatura dos gases de escape os quais se podem observar no Apêndice VI.

Figura 5.5: Modulo base

5.3 – INSTRUMENTAÇÃO DA BANCADA DE TESTE

O computador da sala de controle esta conectado ao modulo base do motor,

mostrando as leituras dos sensores de pressão e temperatura que foram colocados no

motor (no cabeçote do motor, descarga de gases, entre outros) assim como pode-se

observar na figura na Figura 5.6.

Figura 5.6: Bancada de Teste

55

A Figura 5.7 mostra a tela do sistema INDI adquirindo valores de pressão no interior do cilindro em função do ângulo do eixo de manivelas.

Figura 5.7: Sistema de Aquisição de dados mostrando a curva pressão me função do ângulo do eixo de manivelas.

5.4 – SENSORES DE PRESSÃO E TEMPERATURA

Para medir a pressão no interior do cilindro foi utilizado um sensor KISTLER

tipo 6613CA.

Figura 5.8: Sensor de pressão KISTLER

A Figura 5.9 mostra a furação do cabeçote onde será colocado o sensor de

pressão, mas o motor tem uma furação por cilindro assim como se pode observar na

Figura 5.10.

56

Figura 5.9: Furação do cabeçote para um cilindro

Figura 5.10: Furação do cabeçote para todos os cilindros

A pressão na saída do turbocompressor será medida utilizando o manômetro que

se pode observar na Figura 5.11.

Figura 5.11: Manômetro

A Figura 5.12 mostra o sensor de temperatura do ar da saída do

turbocompressor.

57

Figura 5.12: Sensor de temperatura

5.5 – MEDIÇÃO DA MASSA DE AR ADMITIDA

O consumo especifico do ar do motor pode ser obtido no PROJECT GUIDE,

MAN B&W Diesel L16/24. Com este dado podemos obter a vazão do ar ( g/s) através

da Equação (5.1)

Rotmm ar

ar2*60*001.0*&

= (5.1)

5.6 – MEDIÇÃO DA MASSA DO COMBUSTÍVEL UTILIZADA POR CICLO

O consumo especifico do combustível do motor pode ser obtido no PROJECT

GUIDE, MAN B&W Diesel L16/24. Com este dado podemos obter a vazão em massa

de combustível ( g/s) através da Equação (5.2).

Rotm

m combcomb

2*60*001.0*&= (5.2)

5.7 – CÁLCULO DE INCERTEZAS DE MEDIÇÃO UTILIZANDO PROCEDIMENTO ISSO GUM

O cálculo da incerteza de medição é um importante parâmetro para a definição

do nível de qualidade das medições. A incerteza dos equipamentos será obtida usando a

seguinte formulação (WOFGANG, 2002, PAULO, 2008):

58

22

221

295 ... AnAAy UUUt ++++±=Δ σ (5.3)

onde Δ é a incerteza total de medição, t95 é o parâmetro que fornece o nível de

confiança, σy é a incerteza de origem estatística (repetitividade), UAi é incerteza de

origem não estatística, oriundo do procedimento (resolução do instrumento, incerteza

padrão, erros de paralelismo, etc).

O valor do desvio padrão será calculado da seguinte forma:

n

yyn

ii

y

∑=

−= 1

2)(σ

(5.4)

onde yi é a variável medida para o cálculo de incertezas, é a média aritmética das medidas e n é a quantidade de vezes em que a variável foi medida.

5.8 – COEFICIENTE DE VARIAÇÃO DA PRESSÃO MEDIA INDICADA

Uma medida importante das variações dos ciclos, derivada da pressão medida, é

o coeficiente de variação da pressão media indicada que é expressa usualmente em

percentagem. Este pode ser determinado da seguinte forma (HEYWOOD, 1988):

100*pmi

CoV pmipmi

σ= (5.5)

Valores de CoVpmi superiores a 10% podem acarretar problemas no motor

(HEYWOOD, 1988).

59

6. RESULTADOS

6.1 – ASPECTOS GERAIS

Nesse trabalho serão apresentados os ensaios experimentais realizados no

Laboratório de Maquinas Térmicas que duraram três dias utilizando combustível

destilado marítimo e óleo combustível pesado. Também serão apresentadas as curvas de

pressão em função do ângulo do eixo de manivelas tanto da parte experimental como da

parte de simulação. As medições também serão apresentadas para cada combustível,

para uma velocidade constante de 1200 RPM.

6.2 – RESULTADOS EXPERIMENTAIS

6.2.1 – ENSAIOS UTILIZANDO COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO

Tabela 6.1 – Resultados dos ensaios do motor para combustível destilado marítimo.

Percentagem

da Potencia

Máxima

padm

(bar)

Tadm

(ºC)

Tesc

(ºC)

pmi

(bar)

pmáx

(bar)

Potmotor

(KW)

Potgerdador

(KW)

25% 1.35 41 405 6.6 72.91 115 105

50% 1.88 40 483 11.36 105.5 238 228

75% 2.64 45 497 16.172 139.6 357 344

A Tabela 6.2 apresenta as incertezas de medição para as variáveis medidas

mostradas na Tabela 6.1.

Tabela 6.2 – Incertezas de medição para os ensaios utilizando combustível destilado marítimo.

Percentagem

da Potencia

Máxima

Incerteza

padm

(bar)

Incerteza

Tadm

(ºC)

Incerteza

Tesc

(ºC)

Incerteza

pmi

(bar)

Incerteza

pmáx

(bar)

Incerteza

Potgerdador

(KW)

25% 0.01 0.477 3.1978 0.310 1.398 0.121

50% 0.016 0.477 1.622 0.442 2.331 1.733

75% 0.023 0.477 1.414 0.754 1.393 0.486

60

A Tabela 6.3 mostra os valores do coeficiente de variação da pressão media

efetiva para o combustível destilado marítimo nas diferentes cargas de operação.

Tabela 6.3 – CoV da pmi para o combustível destilado marítimo.

Percentagem

da Potencia

Máxima

CoV

pmi (%)

25% 1.48

50% 1.23

75% 1.48

6.2.2 – ENSAIOS UTILIZANDO ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO

Tabela 6.4 – Resultados dos ensaios do motor para óleo combustível pesado. Percentagem

da Potencia

Máxima

padm

(bar)

Tadm

(ºC)

Tesc

(ºC)

pmi

(bar)

pmáx

(bar)

Potmotor

(KW)

Potgerdador

(KW)

50% 2.1 44 500 11.47 99.41 238 228

75% 2.8 45 511 15.60 132.3 357 344

A Tabela 6.5 apresenta as incertezas de medição para as variáveis medidas

mostradas na Tabela 6.4.

Tabela 6.5 – Incertezas de medição para os ensaios utilizando óleo combustível pesado.

Percentagem

da Potencia

Máxima

Incerteza

padm

(bar)

Incerteza

Tadm

(ºC)

Incerteza

Tesc

(ºC)

Incerteza

pmi

(bar)

Incerteza

pmáx

(bar)

Incerteza

Potgerdador

(KW)

50% 0.017 0.568 1.414 0.459 0.347 2.381

75% 0.03 0.0477 1.414 0.887 1.638 0.412

A Tabela 6.6 mostra os valores do coeficiente de variação da pressão media

efetiva para o combustível bunker nas diferentes cargas de operação.

61

Tabela 6.6 – CoV da pmi para o óleo combustível bunker.

Percentagem

da Potencia

Máxima

CoV

pmi

(%)

50% 1.26

75% 1.72

6.2.3 – CURVAS EXPERIMENTAIS DE PRESSÃO

São apresentadas as curvas de pressão em função do ângulo do eixo de

manivelas utilizando os dois combustíveis para as diferentes potencias de operação. A

Figura 6.1 só mostra a curva para o combustível destilado marítimo, já que, não é

recomendável operar o motor a 25% de potencia utilizando óleo combustível pesado.

Figura 6.1: Curva experimental da pressão em função do eixo de manivelas operando a

25% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.

As Figuras 6.2 e 6.3 apresentam a comparação das curvas de pressão entre os

dois combustíveis utilizados nesse trabalho.

-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL

10

20

30

40

50

60

70

Pressão HbarL

Destilado

62


50% de potencia com 1200 RPM utilizando os dois combustíveis.


75% de potencia com 1200 RPM utilizando os dois combustíveis.

Nas Figuras 6.2 e 6.3 pode-se observar que a pressão de compressão do

combustível bunker é maior do que o combustível destilado marítimo e que a pressão

máxima de combustão do combustível destilado marítimo é maior do que o combustível

bunker.

-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL

20

40

60

80

100

Pressão HbarL

Bunker

Destilado

-150 -100 -50 50 100 150qHgrausL

20

40

60

80

100

120

140Pressão HbarL

Bunker

Destilado

63

6.3 – VALIDAÇÃO DO MODELO

Como foram apresentadas varias equações no Capitulo 3 para o processo de

combustão deve-se selecionar aquelas que representam um comportamento próximo da

aquele apresentado pelos resultados experimentais. Por tanto foi feito a modelagem

utilizando as correlações de fração de combustível queimado do Watson (KANNAN et

al., 2009) e do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009), para logo ser comparado com a

parte experimental utilizando combustível destilado marítimo operando a 25% de

potencia, assim como se pode observar nas Figuras 6.4 e 6.5:

Figura 6.4: Curva de pressão em função do eixo de manivelas utilizando a correlação do

Watson (KANNAN et al., 2009)

Figura 6.5: Curva de pressão em função do eixo de manivelas utilizando a correlação do

Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009)

-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L

20

40

60

80

Pressão HbarL

Experimental

S imulado

-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L

10

20

30

40

50

60

70

Pressão HbarL

Experimental

S imulado

64

As Figuras 6.4 e 6.5 mostram que existe uma diferença entre os rsultado

simulados e experimentais utilizando-se as correlações do Watson (KANNAN et al.,

2009) e do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009). Optou-se em modificar os parâmetros

da equação do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009), através da Equação (3.46) para que

os resultados simulados se aproximem dos experimentais. As Figuras 6.6, 6.7, 6.8, 6.9 e

6.10 mostram que os resultados da simulação ficaram mais próximas dos experimentais

utilizando a correlação do Miyamoto (SOUZA JUNIOR, 2009) modificada.

6.3.1 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O COMBUSTÍVEL DESTILADO MARÍTIMO

As Figuras 6.6, 6.7 e 6.8 mostram as comparações das curvas pressão em função

do ângulo do eixo de manivelas, entre o simulado e o experimental. A validação do

combustível destilado marítimo foi feita nas cargas de 25%, 50% e 75% da potencia

máxima com 1200 RPM.

Figura 6.6: Curva de pressão em função do eixo de manivelas operando a 25% de

potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.

-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L

10

20

30

40

50

60

70

Pressão HbarL

Experimental

S imulado

65





A Tabela 6.7 mostra a comparação entre os parâmetros de desempenho dos

resultados experimentais e simulados para o combustível destilado marítimo.

-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L

20

40

60

80

100

Pressão HbarL

Experimental

S imulado

-150 -100 -50 50 100 150 qHgraus L

20

40

60

80

100

120

140

Pressão HbarL

Experimental

S imulado

66

Tabela 6.7 – Comparação dos parâmetros de desempenho para o combustível destilado marítimo.

Potencia

de op.

pmax

(bar)

pmi

(bar)

Wi

(J)

Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro

25% 72.91 69.9 4.13 6.6 6.58 0.3 3186 3179 0.21

50% 105.5 103.3 2.08 11.36 11.22 1.23 5481 5416 1.18

75% 139.6 142.73 -2.42 16.17 15.91 1.6 7802 7679 1.57

6.3.2 – COMPARAÇÃO ENTRE AS CURVAS DE PRESSÃO PARA O ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO

As Figuras 6.9 e 6.10 mostram as comparações das curvas pressão em função do

ângulo do eixo de manivelas, entre o simulado e o experimental. A validação do óleo

combustível pesado foi feita nas cargas de 50% e 75% da potencia máxima com 1200

RPM.


potencia com 1200 RPM utilizando óleo combustível pesado.

-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L

20

40

60

80

100Pressão HbarL

Experimental

S imulado

67



A tabela 6.8 mostra a comparação entre os parâmetros de desempenho dos

resultados experimentais e simulados para o óleo combustível pesado.

Tabela 6.8 – Comparação dos parâmetros de desempenho para o óleo combustível

pesado. Potencia pmax(bar) pmi(bar) Wi (J)

Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro Real Sim. %Erro

50% 99.41 97.24 2.18 11.47 11.5 -0.26 5534 5551 -0.3 75% 132.3 137.4 -3.85 15.6 15.68 -0.51 7527 7566 -0.5

6.4 – METODOLOGIA PARA A MEDIDA DO ATRASO DE IGNIÇÃO

O atraso de ignição é medido em função do ângulo do eixo de manivelas pela

diferença entre o ponto de injeção de combustível (quando a pressão de injeção

decresce) e o inicio do aumento da razão de liberação de calor (HEYWOOD, 1988). Isto

esta mostrado na Figura 6.11,pela diferença entre o ponto 1 e 2 medido na abcisa no

gráfico (ângulo do eixo de manivelas) obtida por um aparelho de medida adequado

ligado ao motor.

-150 -100 -50 50 100 150qHgraus L

20

40

60

80

100

120

140Pressão HbarL

Experimental

S imulado

68

Na Figura 6.11 pode-se observar também a faixa do aumento da pressão de

combustão que é medido entre o ponto de inicio de injeção e o ponto do inicio do

aumento da pressão de combustão (ponto 3 da Figura 6.11).

Figura 6.11: Diversas curvas medidas no interior do cilindro em função do ângulo do eixo de manivelas (PER et al., 2004)

Na Figura 6.11 nota-se que existe uma diferença (ponto 2 até ponto 3) que é

igual à diferença entre o atraso de ignição (ponto 1 até ponto 2) e a faixa do aumento da

pressão de combustão (ponto 1 até ponto 3). A diferença entre o ponto (2) e o ponto (3)

da Figura 6.11 é igual a 2 graus.

Como utilizou-se o sistema de operação de monitoração do motor MAN que

apresenta a curva de pressão no interior do cilindro versus ângulo do eixo de manivela,

só obtivemos experimentalmente a faixa do aumento da pressão de combustão.

Nesse trabalho só foi medido a faixa do aumento da pressão de combustão com

inicio de injeção em -8 graus (8 graus antes do ponto morto superior), assim como se

pode observar nas Figuras 6.12, 6.13, 6.14 e 6.15:

69

Figura 6.12: Curva da faixa do aumento da pressão da combustão operando a 50% de


A Figura 6.12 mostra a faixa do aumento da pressão de combustão igual a 5

graus com o motor operando a 50% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível

destilado marítimo.

Figura 6.13: Curva a faixa do aumento da pressão da combustão operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível destilado marítimo.

70


graus com o motor operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando combustível

destilado marítimo.




graus com o motor operando a 50% de potencia com 1200 RPM utilizando óleo

combustível pesado.



71


graus com o motor operando a 75% de potencia com 1200 RPM utilizando óleo

combustível pesado.

As Tabelas 6.9 e 6.10 mostram a comparação entre o atraso de ignição (obtido

na simulação utilizando a formulação de ASSANIS et al., (1999)) e a faixa do aumento

da pressão de combustão medido nas Figuras 6.12, 6.13, 6.14 e 6.15 utilizando os dois

combustíveis.

Tabela 6.9 – Comparação entre o atraso de ignição (simulação) e a faixa do aumento da pressão de combustão utilizando combustível destilado marítimo.

Potencia Atraso de

Ignição (graus)

Faixa do aumento da pressão de combustão

(graus)

Diferença entre a faixa do aumento da pressão de

combustão e o atraso de ignição (graus)

50% 1.8 5 3.2 75% 1.2 4 2.8

Tabela 6.10 – Comparação entre o atraso de ignição (simulação) e o inicio do aumento da pressão de combustão utilizando combustível bunker.

Potencia Atraso de

Ignição (graus)

Faixa do aumento da pressão de combustão

(graus)

Diferença entre a faixa do aumento da pressão de

combustão e o atraso de ignição (graus)

50% 5.4 9 2.6 75% 4.7 7 2.3

A diferença entre a faixa do aumento da pressão de combustão e o atraso de

ignição da Tabela 6.10 apresentam valores próximos, como mostrado pelo valor entre

ponto 2 e 3 na Figura 6.11.

72

7. DIVERSAS COMPARAÇÕES UTILIZANDO O PROGRAMA DE SIMULAÇÃO

O Capítulo 6 mostra que os resultados da simulação foram satisfatórios, pois

foram obtidos erros menores do que 4.1% em relação aos valores medidos e simulados

da pressão máxima de combustão e trabalho indicado.

Nesse capítulo serão apresentadas curvas de temperatura, pressão no interior do

cilindro, trabalho indicado, perdas de calor pela parede do cilindro em função do ângulo

do eixo de manivelas para os dois combustíveis. Também serão apresentadas tabelas de

comparação do CII e o ECN e comparação entre o PCI, Q e o QRnp .

7.1 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TEMPERATURA

As Figuras 7.1 e 7.2 mostram as comparações dos resultados do programa de

simulação para as curvas de temperatura utilizando combustível destilado marítimo e

combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.1

e 7.2 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de

abertura da válvula de escape.

Figura 7.1: Comparação das curvas de temperatura utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM.

-100 -50 50 100qHgrausL

600

800

1000

1200

Temperatura HKL

Bunker

Destilado

73

Figura 7.2: Comparação das curvas de temperatura utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM.

7.2 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE PRESSÃO


simulação para as curvas de pressão utilizando combustível destilado marítimo e o

combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.3

e 7.4 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de


Figura 7.3: Comparação das curvas de pressão utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM

-100 -50 50 100qHgrausL

600

800

1000

1200

Temperatura HKL

Bunker

Destilado

-100 -50 50 100qHgrausL

20

40

60

80

100

Pressão HbarL

Bunker

Destilado

74

Figura 7.4: Comparação das curvas de pressão utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM

A Tabela 7.1 mostra as comparações das pressões máximas para os dois

combustíveis.

Tabela 7.1 – Comparação entre as pressões máximas utilizando combustível destilado marítimo e o combustível bunker

Potencia de operação 50% 75% Pressão máxima utilizando combustível destilado marítimo (bar) 108.89 141.19

Pressão máxima utilizando combustível bunker (bar)

101.71 136.19

7.3 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DE TRABALHO INDICADO


simulação para as curvas de trabalho indicado utilizando combustível destilado

marítimo e o combustível bunker para as diferentes potencias de operação. As curvas

das Figuras 7.5 e 7.6 foram feitas desde o fechamento da válvula de admissão até o

momento de abertura da válvula de escape.

-100 -50 50 100qHgrausL

20

40

60

80

100

120

140

Pressão HbarL

Bunker

Destilado

75

Figura 7.5: Comparação das curvas de trabalho indicado utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM

Figura 7.6: Comparação das curvas de trabalho indicado utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM

7.4 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DAS PERDAS DE CALOR PELA PAREDE DO CILINDRO


simulação para as curvas das perdas totais de calor pela parede do cilindro (convecção e

-100 -50 50 100qHgrausL

-4000

-2000

2000

4000

Trabalho HJL

Bunker

Destilado

-100 -50 50 100qHgrausL

-6000

-4000

-2000

2000

4000

6000

8000TrabalhoHJL

Bunker

Destilado

76

radiação) utilizando combustível destilado marítimo e o combustível bunker para as

diferentes potencias de operação. As curvas das Figuras 7.7 e 7.8 foram feitas desde o

fechamento da válvula de admissão até o momento de abertura da válvula de escape.

Figura 7.7: Comparação das curvas das perdas de calor pela parede do cilindro utilizando o programa de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM

Figura 7.8: Comparação das curvas das perdas de calor pela parede do cilindro utilizando o programa de simulação operando a 75% de potencia e 1200 RPM

-100 -50 50 100qHgrausL

200

400

600

800

1000

Qp HJL

Bunker

Destilado

-100 -50 50 100qHgrausL

200

400

600

800

1000

1200

QpHJL

Bunker

Destilado

77

7.5 – COMPARAÇÃO DAS CURVAS DA TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR PELOS COMBUSTÍVEIS

A Figura 7.9 mostra as comparações dos resultados do programa de simulação

para as curvas do calor liberado pelos combustíveis utilizados para as diferentes

potencia de operação. A Figura 7.9 foi gerada utilizando a Equação (3.39), ou seja, a

derivada da função dupla de Wiebe (Equação 3.46) e a massa e o PCI do combustível

(óleo combustível pesado ou combustível destilado marítimo) foram utilizadas. A curva

da Figura 7.9 foi feita desde o fechamento da válvula de admissão até o momento de


Figura 7.9: Comparação das curvas da taxa de liberação de calor utilizando o programa

de simulação operando a 50% de potencia e 1200 RPM

7.6 – COMPARAÇÃO DE CORRELAÇÕES

Procuraram-se correlações para substituir o ECN e o PCI na simulação

termodinâmica. Na bibliografia revisada encontrou-se que o CII não tem boa

aproximação com o ECN, mesmo assim nesse trabalho foi comparado. A Tabela 7.2

mostra a óbvia diferença entre o CII e o ECN.

A Tabela 7.3 mostra a comparação do Q, QRnp e o PCI. Encontrou-se diferenças

de 0.2% entre o Q e o PCI e 5.48% entre o QRnp e o PCI , o qual indica que a correlação

do QRnp poderia ser utilizado no programa de simulação.

78

Tabela 7.2 – Comparação entre o CII e o ECN.

CII 34.51 ECN 13.5

Tabela 7.3 – Comparação entre o PCI, QRnp e o Q.

PCI 41.06 MJ/Kg QRnp 40.98 MJ/Kg Q 43.31 MJ/Kg

79

8. CONCLUSÕES

Foi desenvolvido um modelo zero-dimensional de forma satisfatória, já que as

curvas de pressão utilizando o combustível destilado marítimo e o óleo combustível

pesado nas diferentes cargas de operação apresentaram diferenças menores a 4.1% entre

as pressões máximas (simulado e experimental).

A pressão no processo de compressão utilizando combustível bunker é maior do

que utilizando combustível destilado marítimo (mesma carga de operação), já que, a

temperatura dos gases de escape é maior na utilização do combustível bunker. A pressão

máxima no processo de combustão utilizando combustível destilado marítimo é maior

do que utilizando combustível bunker, devido a que a duração da combustão do

combustível destilado marítimo é menor do que o combustível bunker.

O combustível bunker utilizado nesse trabalho não apresentou boa qualidade de

ignição e combustão, devido a que as curvas de pressão e da razão de liberação de calor

em função do tempo obtidos no FIA se encontram mais próximos às curvas obtidas a

partir do analise de um combustível “má qualidade” mostradas no Capitulo 2.

No funcionamento do motor em cargas de operação menores do que 60%

utilizando combustível bunker algumas dificuldades poderiam ser encontradas, já que o

valor do ECN para o combustível utilizado nesse trabalho é igual 13.5 (ver Capítulo 2).

Da Figura 2.10 pode-se dizer que nosso combustível bunker tem uma difícil

combustão, já que esta figura tem dois estados de ignição assim como se pode observar

no Apêndice V.

Todos os resultados da simulação foram feitas sem considerar os números de

moles do CO e NO, devido a que estes foram muito pequenos em comparação aos

demais números de moles dos produtos da combustão incompleta. Estes valores dos

números de moles do CO e NO não influenciam nos cálculos do desempenho utilizando

o programa de simulação.

Não se obteve correlações diretas entre os resultados obtidos no FIA e no

sistema de monitoração do motor.

As correlações para determinar a característica do combustível (poder calorífico)

obtidas na bibliografia mostraram boas aproximações com os resultadpos medidos de

acordo com a Tabela 7.3.

O desempenho do motor utilizando combustível bunker é menor do que

utilizando combustível diesel marítimo (assim como na publicação do trabalho do

80

KYRIAKIDES et al. (2009) apresentado no Capítulo 2). Esta comparação foi feita para

as mesmas condições inicias de operação.

O atraso de ignição obtido no programa de simulação utilizando a formulação do

Assanis mostrou valores menores do que a faixa do aumento da pressão de combustão,

o qual indica que a formulação do Assanis pode ser utilizada no programa de simulação.

8.1 – TRABALHOS FUTUROS

Com o modelo já pronto utilizando combustível bunker poderá ser comparado

com os resultados experimentais das futuras rodadas do motor MAN utilizando

diferentes combustíveis bunker.

A melhora do modelo zero-dimensional, ou seja, a utilização de um modelo

quasi-dimensional ou um modelo multi-dimensional, já que com estes modelos poderá

ser estimada os gases de descarga além do desempenho do motor.

Cálculo do atraso de ignição utilizando o sistema de aquisição AVL, ou seja,

comparando as curvas de pressão de injeção e de razão de liberação de calor (figura

6.11).

Comparação das características do processo de combustão do motor e do

analisador (FIA), utilizando combustível bunker com diferentes qualidades.

Comparação do atraso de ignição utilizando a formulação do Assanis com o

atraso de ignição medido no sistema de aquisição AVL.

81

9. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

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86

APÊNDICE I

CLASSIFICAÇÃO DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS

87

Tabela I.1 – Classificação dos combustíveis marítimos

Família

Sub-divisão acordo o tipo de

combustível

Categoria Subdivisão de

acordo à aplicação e

propriedades

Viscosidade Cinemática

máxima a 50ºC mm2/s

Destilado

DMX - DMA - DMZ - DMB -

Residual

RMA 10 RMB 30 RMD 80 RME 180 RMG 180 RMG 380 RMG 500 RMG 700 RMK 380 RMK 500 RMK 700

Na Tabela I.1 se pode observar que a categoria do combustível esta constituída

por três letras:

• A letra “D” é por destilado e “R” é por residual.

• A letra “M” designa a aplicação do combustível que esta sendo usado, neste

caso é “marítimo”.

• A letra, por exemplo, “A”, “B”,..., “Z” que separadamente não tem nenhum

significado, mas tem um significado em relação à existência de propriedades

particulares, em conformidade com as especificações do produto (ISO 8217,

2010).

88

APÊNDICE II

CARACTERÍSTICAS DOS COMBUSTÍVEIS MARÍTIMOS

89

Tabela II.1 – Características dos combustíveis destilados marítimos

Características Unidade Limite Categoria ISO-F

DMX DMA DMZ DMB Viscosidade cinemática a 40°C mm2/s

máx. 5500 6000 6000 11000 min. 1400 2000 3000 2000

Massa especifica a 15°C Kg/m3 máx. --- 890 890 900 Índice Cetana --- min. 45 40 40 35

Enxofre %massa máx. 1 1.5 1.5 2 Ponto de fulgor °C min. 43 60 60 60

Resíduo de Carbono %massa máx. 0.3 0.3 0.3 0.3

Tabela II.2 – Características dos combustíveis residuais marítimos

Características Unidade Limite Categoria ISO-F

RMA RMB RMD RME RMG RMK 10 30 80 180 180 380 500 700 380 500 700

Viscosidade cinemática a

50°C mm2/s máx. 10 30 80 180 180 380 500 700 380 500 700

Massa especifica a

15°C Kg/m3 máx. 920 960 975 991 991 1010

CCAI --- máx. 850 860 860 860 870 870

Ponto de fulgor °C min. 60 60 60 60 60 60

Resíduo de Carbono %massa máx. 2.5 10 14 15 18 20

Água %vol. máx. 0.3 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5

Cinza %massa máx. 0.04 0.07 0.07 0.07 0.1 0.15

As Tabelas II.1 e II.2 mostram as características do combustível destilado

marítimo e do combustível residual marítimo (ISO 8216, 2010).

90

APÊNDICE III

VARIAÇÃO DO Kp1 E DO Kp2 COM A TEMPERATURA

91

Constante de equilíbrio Kp1 (CO) e Kp2 (NO):

22 22 OCOCO +↔ e NOON 222 ↔+

Tabela III.1 – Variação do Kp1 e do Kp2 com a Temperatura

T (K) Ln (Kp1) Ln (Kp2) 298 -207.529 -69.868 500 -115.234 -40.449 1000 -47.052 -18.709 1200 -35.736 -15.082 1400 -27.679 -12.491 1600 -21.656 -10.547 1800 -16.987 -9.035 2000 -13.266 -7.825 2200 -10.232 -6.836 2400 -7.715 -6.012 2600 -5.594 -5.316 2800 -3.781 -4.720 3000 -2.217 -4.205 3200 -0.853 -3.755 3400 0.346 -3.359 3600 1.408 -3.008 3800 2.355 -2.694 4000 3.204 -2.413 4500 4.985 -1.824 5000 6.397 -1.358 5500 7.542 -0.980 6000 8.488 -0.671 Fonte: VAN WYLEN, GORDON J. et al. (1995)

92

APÊNDICE IV

VARIÁVEIS MEDIDAS NO TRABALHO

93

Tabela IV.1 – Variáveis medidas no trabalho

Variável Unidade Marca Faixa de Medição UB

Pressão no cilindro do

motor bar KISTLER 0-250 0.001

Pressão do ar na entrada do

cilindro bar DANFOSS 0-200 0.1

Temperatura do ar na

entrada do cilindro

ºC MICROMATICA 0-4 0.001

Potencia do Gerador KW SYSTEM

TEKNIK A/S 0-600 0.01

Temperatura dos gases de

escape ºC AMETEK 0-800 1

94

APÊNDICE V

TAXA DE LIBERAÇÃO DE CALOR UTILIZANDO ÓLEO COMBUSTÍVEL PESADO

95

Figura V.1 – Taxa de liberação de Calor utilizando um combustível bunker de boa qualidade

As Figuras V.1 e V.2 apresentam duas curvas indicando a continuidade da

combustão (superior) e a taxa de liberação de calor (inferior). A Figura V.1 apresenta

uma combustão continua, mas a Figura V.2 apresenta uma combustão descontinua já

que na sua curva da taxa de liberação de calor apresenta dois estados de ignição.

Portanto pode-se dizer que o combustível bunker utilizado na Figura V.2 tem menor

qualidade do que a Figura V.1.

96

Figura V.2 – Taxa de liberação de Calor utilizando um combustível bunker de má qualidade

As Figuras V.1 e V.2 apresentam propriedades de ignição semelhantes mas as

suas propriedades de combustão são bem diferentes. A diferença nas propriedades de

combustão pode em parte ser explicada pelas propriedades dos “residuos” e “cutter

stocks” utilizados na mistura do combustível (CIMAC, 2010).

97

APÊNDICE VI

VISORES DO MODULO BASE

98

As Figuras VI.1, VI.2 e VI.3 são os visores que se encontram no modulo base,

indicando os diferentes parâmetros de operação do motor.

Figura VI.1: Modulo de operação

Figura VI.2: Monitoramento da temperatura e pressão

99

Figura VI.3: Monitoramento da temperatura dos gases de escape

anÁlise do desempenho de motores diesel...

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