CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRA-BAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL

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1 UNIVERSIDADE DE COIMBRA FACULDADE DE CIÊNCIAS E TECNOLOGIA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRA-BAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Por: Pedro Manuel Ferreira Gonçalves Dissertação submetida ao Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra para a obtenção do grau de MESTRADO EM CIÊNCIAS DE ENGENHARIA MECÂNICA SETEMBRO DE 2008

2 UNIVERSIDADE DE COIMBRA FACULDADE DE CIÊNCIAS E TECNOLOGIA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA CONCEPÇÃO DE UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA PARA UM VEÍCULO AUTOMÓVEL DE EXTRA-BAIXO CONSUMO DE COMBUSTÍVEL Por: Pedro Manuel Ferreira Gonçalves Dissertação submetida ao Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciência e Tecnologia da Universidade de Coimbra para a obtenção do grau de MESTRADO EM CIÊNCIAS DE ENGENHARIA MECÂNICA SETEMBRO DE 2008

3 RESUMO Com o objectivo de conceber um motor de elevado rendimento energético para aplicar ao veículo protótipo da Equipa Eco Veículo do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra, neste trabalho foi possível desenvolver e utilizar ferramentas avançadas de simulação e projecto mecânico, aplicando os conceitos físicos fundamentais nos processos envolvidos e verificando a sua validade através dos resultados experimentais. Os estudos paramétricos de previsão do comportamento do motor em toda a sua gama de operação foram feitos num modelo computacional desenvolvido que combina análise dinâmica e termodinâmica em motores de combustão interna. Com esta análise, por variação dos parâmetros de entrada, propriedades de combustão do combustível, tempos de injecção, instantes de ignição e tempo de abertura das válvulas e tempos de injecção foi concebido um motor de 31,65 cm 3 (M3165) que minimizasse o seu consumo específico para as condições previstas na prova. Foram comparados os resultados do modelo e dos testes experimentais efectuados e determinados os efeitos da carga, regime, instante de ignição, riqueza da mistura ar-combustível e potência ao freio no consumo específico de combustível do motor. O motor funciona em modo de injecção indirecta, com elevada relação de compressão e segundo o ciclo de Atkinson, com aumentos de eficiência, relativamente ao motor similar Honda GX22, na ordem dos 30 %. 3

4 AGRADECIMENTOS Um especial agradecimento ao Prof. Doutor Pedro Carvalheira, por todos os conhecimentos que me transmitiu, paciência para comigo nalguns momentos e pela sempre pronta disponibilidade. A todos os membros da Equipa Eco Veículo, pelo interesse e força que sempre mostraram ao longo de todo o desenvolvimento do projecto. Em especial ao colega António Loio, pelos seus ensinamentos em CAM e CNC, sempre úteis na fase de qualquer projecto mecânico. À Fundação para a Ciência e Tecnologia (FCT), pelo financiamento deste projecto, sem o qual não poderia ser executado. Finalmente aos meus pais, irmãos e amigos que sempre estiveram comigo e me apoiaram ao longo de todo este projecto. 4

5 ÍNDICE RESUMO... 3 AGRADECIMENTOS... 4 ÍNDICE... 5 NOMENCLATURA E SÍMBOLOS... 8 CAPÍTULO UM Introdução e Objectivos CAPÍTULO DOIS O Estado da arte Motores de Combustão Interna aplicados nos veículos protótipos que participam na Shell Eco-Marathon Motores de Ciclo de Atkinson Eco Veículo XC01i: um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível Trabalho desenvolvido no Departamento de Engenharia Mecânica Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra (DEM-FCTUC) CAPÍTULO TRÊS Considerações iniciais de projecto e caracterização preliminar do motor Caracterização preliminar do motor Considerações de projecto para a câmara de combustão Influência da relação de compressão em motores de ignição por faísca Características do sistema de injecção/ignição electrónica programável Sistema de arrefecimento

6 3.6 Sistema de lubrificação CAPÍTULO QUATRO Modelação do ciclo termodinâmico em Motores de Combustão Interna (MCI- SI) Programa de simulação: 4SSI Modelação dos processos envolvidos em MCI-SI de 4 tempos feita no programa 4SSI CAPÍTULO CINCO Simulação e optimização dos parâmetros do motor utilizando o programa 4SSI [23] Validação dos resultados teóricos obtidos com o programa 4SSI, utilizando o motor Honda GX Determinação da geometria óptima CAPÍTULO SEIS Projecto e análise estrutural por elementos finitos (FEA), utilizando o ANSYS Projecto e análise estrutural (FEA) do êmbolo sob condições de serviço.. 78 CAPÍTULO SETE Resultados Experimentais Descrição do banco de ensaios Freios Aerodinâmicos Funcionamento do Sistema de Injecção/Ignição O motor protótipo desenvolvido Máquina analisadora de gases Medição de riqueza Procedimento dos ensaios Apresentação de resultados Análise de erros CAPÍTULO OITO

7 8 Conclusões e trabalho futuro REFERÊNCIAS ANEXO I Caracterização da Instrumentação... ii ANEXOS II Fotografias dos componentes do motor... vi Ilustração i Fotografia da cabeça do motor... vi ANEXO III Modelos CAD 3D do motor... viii 7

8 NOMENCLATURA E SÍMBOLOS a a A Área, m 2 Raio da manivela da cambota, m Número de átomos de carbono da molécula de hidrocarboneto A b Área esférica de queima, m 2 A m Área mínima de passagem, m 2 A r Área de referência da válvula, m 2 A L Área laminar queimada, m 2 b B m B C D c ~ p Número de átomos de hidrogénio da molécula de hidrocarboneto Parâmetro para o cálculo da celeridade de chama laminar Parâmetro para o cálculo da celeridade de chama laminar de referência Coeficiente de descarga da válvula Capacidade calorífica molar a pressão constante, J/(mol.K) c p c ~ v c v Capacidade calorífica mássica a pressão constante, J/(kg.K) Capacidade calorífica molar a volume constante, J/(mol.K) Capacidade calorífica mássica a volume constante, J/(kg.K) B Diâmetro do cilindro, m bmep Pressão média efectiva ao freio, Pa bsfc Consumo específico de combustível ao freio, g/(kw.h) C factor D Número de átomos de carbono em cada molécula HC que está a ser medida Diâmetro, m D m Diâmetro médio da sede da válvula, m 2 D p Diâmetro interior da sede da válvula, m 2 D s Diâmetro da haste da válvula, m 2 D v Diâmetro da cabeça da válvula, m 2 Dve Diâmetro da cabeça da válvula de escape, m 2 8

9 Dvi Diâmetro da cabeça da válvula de admissão, m 2 Ea e F h ~ Erro absoluto Espessura do filme lubrificante, m Força, N Entalpia específica molar, J/mol h c Coeficiente de transferência de calor por convecção, W/m 2.K h j H H cv imep isfc I k K l L L ve L vi m m m M n n fr n p n r n R n t N p f Altura do componente j, m Entalpia, J Relação atómica de átomos de hidrogénio para átomos de carbono no combustível Pressão média efectiva indicada, Pa Consumo específico de combustível indicado, g/(kw.h) Intensidade de corrente eléctrica, A Condutibilidade térmica, W/m.K Constante de equilíbrio da equação dos gases de água Comprimento da biela, m Curso do êmbolo, m Levantamento da válvula de escape, m Levantamento da válvula de admissão, m Massa, kg Polinómio de 2º grau em função de Caudal mássico de combustível, (kg/s) Massa molar, kg/mol Número de moles, mol Velocidade de rotação da cambota, rpm Número de moles de frescos no cilindro quando termina a admissão, mol; Número de moles dos produtos, mol Número de moles dos reagentes, mol Número de rotações da cambota por ciclo Número de moles total no final da combustão, mol; Velocidade de rotação da cambota, rot/s Pressão, Pa 9

10 p atm p 0 p m p T P b P f P i Q f O cv r c r b r f R R bs R u s S b S L S L,0 S p S p Pressão atmosférica, Pa Pressão de estagnação a montante da válvula, Pa Pressão no cilindro no caso de não ocorrer ignição da mistura, Pa Pressão imediatamente a jusante da válvula, Pa Potência do motor ao freio, W Potência de fricção do motor, W Potência indicada do motor, W Caudal volúmico de combustível, (m 3 /s) Relação atómica de átomos de oxigénio para átomos de carbono no combustível Relação de compressão Coordenada da frente de chama Raio dos gases queimados Raio da frente de chama Relação comprimento da biela/raio da manivela da cambota Relação diâmetro do cilindro/curso do êmbolo Constante universal dos gases (8, J/mol.K) Distância entre o eixo da cambota e o eixo do cavilhão do êmbolo, m Velocidade de queima, m/s Celeridade de chama laminar, m/s Celeridade de chama laminar à temperatura e pressão de referência, m/s Velocidade do êmbolo, m/s Velocidade média do êmbolo, m/s t Tempo, s T b T i T T 0 T bv T B1 Binário do motor ao freio, N.m Binário do motor indicado, N.m Temperatura, K Temperatura de estagnação a montante da válvula, K Temperatura de referência (298,15 K), K Temperatura dos gases queimados isocórica adiabática, K Temperatura dos gases não queimados na fase de compressão, K T B2 Temperatura dos gases queimados na fase de expansão, K; Tscc Temperatura da superfície da câmara de combustão, K 10

11 T u u b u g Temperatura dos gases não queimados, K Velocidade de expansão dos gases queimados, m/s Velocidade média do gás junto à frente de chama, m/s u Intensidade de turbulência, m/s T, EA v Velocidade, m/s V Volume, m 3 V b Volume esférico queimado, m 3 V f Volume inflamado, m 3 Volume de combustível, m 3 x~i x b x b y b w W c z c Fracção molar do componente i Fracção molar dos gases queimados Fracção mássica dos gases queimados Fracção volúmica dos gases queimados Largura da sede da válvula, m Trabalho por ciclo, J Coordenada da frente de chama Símbolos gregos Parâmetro para o cálculo da celeridade laminar de chama c Coordenada da frente de chama Parâmetro para o cálculo da celeridade laminar de chama Ângulo da sede das válvulas i m c v Ângulo da sede da válvula, grau Riqueza da mistura ar-combustível Ângulo de inclinação da biela, rad Riqueza da mistura para a qual a celeridade de chama tem um valor máximo com o valor de B m Coeficiente de expansão isentrópica Rendimento da combustão Rendimento volumétrico 11

12 m Rendimento mecânico Rendimento de conversão de combustível f Rendimento de conversão de combustível ao freio f, b Variação/Intervalo Viscosidade dinâmica, Pa.s Ângulo de rotação da cambota, rad Massa volúmica, kg/m 3 Tensão tangencial, Pa Coeficiente de fricção do escoamento no sistema de admissão Índices ar ad b c fr gr 0 Ar atmoférico Adiabático Gás queimado Cilindro Frescos Gases Residuais Ângulo de rotação da cambota Ângulo de início de combustão Ângulo de rotação da cambota anterior a i Espécie química indicado mix Mistura j Componente do sistema de admissão parcela de área da câmara de combustão p Produtos r Reagentes u Gás não-queimado Abreviaturas A/F Relação ar-combustível ABDC Depois do ponto morto inferior, grau 12

13 ATDC Depois do ponto morto superior, grau BBDC Antes do ponto morto inferior, grau BDC Ponto morto inferior, grau BTDC Antes do ponto morto superior, grau EVC Fecho da válvula de escape, grau EVO Abertura da válvula de escape, grau IVC Fecho da válvula de admissão, grau IVO Abertura da válvula de admissão, grau TDC Ponto morto superior, grau TI Instante de ignição, grau ACCAC Relação entre a área da cabeça do cilindro e a área de secção transversal do cilindro LBF Relação entre a distância máxima percorrida pela chama e o diâmetro do cilindro RON Índice de octano pelo método research WOT Válvula de borboleta completamente aberta MBT Máximo binário ao freio 13

14 CAPÍTULO UM 1 Introdução e Objectivos Desde o início da revolução industrial que vários tipos de máquinas baseadas na conversão de energia potencial química de um combustível em trabalho mecânico foram desenvolvidas. Dependendo do local onde se dá a combustão e do modo de operação de cada máquina, os motores de combustão podem ser categorizados em dois grupos principais: motores de combustão interna (MCI) e motores de combustão externa (MCE). Uma outra classificação de um motor de combustão interna é baseada na forma como a ignição ocorre: ignição por faísca (SI) ou ignição por compressão (CI). Esta dissertação trata apenas de motores de combustão interna de ignição por faísca (MCI-SI). É actualmente aceite que o motor de combustão interna representa no mundo industrializado, uma das principais formas de produção de trabalho. Desde a sua invenção em 1837, o MCI tem sido tema de investigação e desenvolvimento contínuos. No passado recente as questões ambientais e a escassez cada vez maior de recursos energéticos tem sido a motivação principal para as actividades de investigação e desenvolvimento. A configuração mecânica mais comum de um motor de combustão interna é o sistema biela-manivela, o qual permite a conversão de um movimento alternativo linear de um êmbolo ou pistão, em movimento rotacional da cambota [1]. Uma outra configuração de um motor de combustão interna é o chamado motor rotativo ou motor Wankel. Este é um motor mais compacto que os motores alternativos correntes e tendo menos partes móveis que estes, permite ter um menor peso e uma potência específica mais elevada. No entanto, estes motores têm as suas próprias fraquezas e são representadas pela falta de vedação encontrada na interface entre o rotor e a caixa e o maior consumo específico de combustível ao freio. O motor de combustão interna é uma máquina relativamente ineficiente cujo rendimento varia entre 20 e 50 %, cujo limite máximo correspondente aos motores de ignição 14

15 por compressão [1]. Assim, apenas uma pequena quantidade da energia contida no combustível é transformada em trabalho útil, o resto é perdido sob a forma de calor e atrito. Os esforços para melhorar o rendimento global de um sistema convencional tipo bielamanivela estão actualmente concentrados no melhoramento da eficiência do ciclo termodinâmico, no entanto as perdas mecânicas associadas com o atrito também têm sido alvo de melhoramentos através dos materiais e o controlo dos acabamentos superficiais das peças em movimento relativo. Num motor convencional de quatro tempos (também designado por motor de ciclo de Otto), presente na maioria dos veículos comuns, a fase de compressão e expansão têm sempre a mesma taxa, isto é, a mistura fresca ar-combustível é comprimida até um determinado grau fixo, equivalente a uma determinada taxa (por exemplo, 10:1), e de seguida, após a ignição, o volume da câmara de combustão expande à mesma taxa, cedendo a energia da combustão. No entanto, a melhor taxa para a extracção de máxima energia (taxa de expansão) não é a mesma que a máxima taxa permitida pelas características da gasolina. Assim, os motores funcionando segundo o ciclo de Otto não trabalham na eficiência máxima porque a taxa de expansão não pode ser superior à taxa de compressão para a qual a mistura ar-combustível detona. Para a resolução destes problemas, em 1882 um engenheiro britânico chamado James Atkinson, inventou um tipo de motor de combustão interna, designado por motor de ciclo de Atkinson. O motor de Atkinson tem dois cursos diferentes através de um mecanismo conjugado: curso pequeno na admissão e compressão e curso longo na expansão e escape. Isto reduz a taxa de compressão efectiva e permite ter taxas de expansão superiores à de compressão. As elevadas taxas de expansão permitem tempos de potência mais longos, permitindo uma maior expansão dos gases da combustão, reduzindo assim o calor perdido pelo escape. Isto permite ter um motor mais eficiente, tendo começado a ser aplicado recentemente em aplicações modernas de veículos híbridos. O tema desta dissertação consiste no projecto, desenvolvimento, concepção e teste de um motor de extra-baixo consumo de combustível, funcionando segundo o ciclo de Atkinson, de injecção indirecta, para aplicação a um veículo de extra-baixo consumo de combustível, que participa todos os anos em França, desde 1999, numa prova de economia de combustível, a Shell Eco-Marathon. Tendo-se atingido o máximo desempenho com o anterior motor, HONDA GX22 e por ausência no mercado de motores compactos com os consumos desejados para este tipo de veículos, a Equipa Eco Veículo do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra, sentiu a necessidade de 15

16 conceber o seu próprio motor para este tipo de aplicação, melhorando assim o conhecimento e experiência nesta área de actividade. Esta dissertação engloba modelação de ciclo termodinâmico de funcionamento do motor, utilizando um programa concebido em Fortran: 4SSI ; análise paramétrica de variáveis geométricas, termodinâmicas e de operação de motores para se obter as melhores prestações em termos de consumo específico de combustível ao freio para esta classe de motores. Foram feitas análises estruturais dos componentes do motor, selecção dos melhores materiais, definição das tolerâncias dimensionais e de forma, acabamentos superficiais e dureza superficial. Os testes de optimização dos tempos de injecção e avanços de ignição permitiram a afinação do motor em banco de ensaios e a confrontação posterior dos resultados obtidos por simulação e por via experimental. Embora o valor de consumo específico ao freio dos motores não seja muitas vezes revelado pelas melhores equipas, dado que o desempenho global é medido pelo conjunto (motor + veículo), o valor mínimo anunciado por algumas delas, situa-se nos 230 g/kwh. É nosso objectivo tentar atingir este valor, concebendo integralmente todos os componentes. 16

17 CAPÍTULO DOIS 2 O Estado da arte 2.1 Motores de Combustão Interna aplicados nos veículos protótipos que participam na Shell Eco-Marathon Os motores de combustão interna aplicados nos veículos de extra-baixo consumo de combustível que participam na European Shell Eco-Marathon são classificados pelo tipo de ignição da mistura ar-combustível (ignição por faísca e ignição por compressão) e pelo tipo de combustível utilizado (Gasolina, Diesel, Etanol, GPL e Biodiesel). Novas tecnologias, materiais, desenvolvimentos e o conhecimento acumulado pelas equipas ao longo dos anos tem permitido melhorar o desempenho destes veículos, permitindo, quase todos os anos, atingir um novo recorde em termos de quilómetros percorridos com a mesma quantidade de combustível. Em termos globais, os veículos equipados com motores de combustão interna tem obtido melhores desempenhos que os veículos equipados com células de combustível, que contudo tem conseguido avanços consideráveis de ano para ano. Há muito que os veículos que participam na Shell Eco-Marathon utilizam motores desenvolvidos pelas próprias equipas, utilizando as tecnologias consideradas mais avançadas em termos de desempenho para este tipo de competição. Desta forma, pretende-se um motor de baixo peso específico, com dimensões reduzidas para não afectar negativamente a aerodinâmica dos veículos e com baixo consumo específico de combustível ao freio. Embora o desempenho global dos veículos não dependa só do motor, mas de outros factores como a aerodinâmica do veículo, o atrito de rolamento dos pneus, massa global do conjunto e outros, pretende-se que o motor seja o mais eficiente possível. 17

18 Relativamente ao estado da arte dos motores de combustão interna que equipam este tipo de veículos, os motores são monocilíndricos, caracterizam-se por ter uma elevada relação de compressão, por trabalharem normalmente com misturas pobres (relação ar-combustível elevada), por terem relações curso/diâmetro bastante superiores à unidade e um volume cilindrada situado normalmente entre os 30 cm 3 e 40 cm 3. Relativamente à configuração da árvore de cames, a generalidade dos motores utilizam a tecnologia de duas árvores de cames à cabeça (DOHC), embora existam equipas que utilizam apenas uma (SOHC). Também o tempo de abertura das válvulas é um parâmetro variável de motor para motor e é um parâmetro que merece uma atenção especial dado que influencia todo o ciclo termodinâmico do motor, quantidade de mistura fresca admitida, relação de compressão real, energia dissipada sob a forma de calor, contribuindo de forma decisiva para o rendimento global do ciclo. Convém que a expansão dos gases de escape seja total, para extrair o máximo de energia dos mesmos (Ciclo de Atkinson). Em termos de consumo específico de combustível ao freio, os valores mais baixos anunciados pelas equipas com melhores resultados, situam-se nos 230 g/kwh. É nosso objectivo, através de um estudo de optimização detalhado para cada parâmetro geométrico e de funcionamento do motor, atingir valores desta ordem ou inferiores. O Quadro 2.1 seguinte mostra alguns valores comparativos de parâmetros e desempenhos dos motores utilizados pelas equipas com melhores prestações na prova Shell Eco-Marathon. Quadro 2.1. Valores comparativos de alguns parâmetros e desempenhos dos motores utilizados pelas equipas com melhores prestações na Shell Eco-Marathon 2.2 Motores de Ciclo de Atkinson O motor de ciclo de Atkinson é um tipo de motor de combustão interna inventado por James Atkinson em Este tipo de motor é até cerca de 10 % mais eficiente que um motor convencional de ciclo Otto, em carga total [2]. O aumento de rendimento deriva 18

19 essencialmente da redução do trabalho de compressão e do aumento do aproveitamento da energia (contida nos gases presentes no cilindro) durante a fase de expansão Nos motores de ciclo de Atkinson é reduzido o trabalho de compressão da mistura fresca uma vez que se pretende que no tempo de compressão uma pequena quantidade de mistura de ar-combustível regresse à conduta de admissão sem ser admitida no cilindro reduzindo assim a cilindrada efectiva do motor. Adicionalmente, uma vez que a razão de expansão é maior que a razão de compressão, permite que maior quantidade de calor seja retirado dos gases de escape, levando a um aumento adicional do rendimento global do ciclo. O problema com este projecto original era que os mecanismos envolvidos para ter diferentes cursos eram complexos, aumentando assim as probabilidades de falha mas também o aumento de perdas devido à fricção dentro do motor. Como resultado, o projecto do motor de Atkinson permaneceu como uma curiosidade histórica até ao Século XX. Em 1946, o engenheiro americano Miller encontrou uma engenhosa versão do projecto de Atkinson que resolve estes problemas. Mais do que variando o comprimento do curso real de compressão, idealizou que poderia simplesmente atrasar o fecho da válvula de admissão. Assim, parte da mistura arcombustível regressava à conduta de admissão. A compressão ocorreria apenas no momento em que a válvula fechava até o pistão encontrar o ponto morto superior. Assim, se dinamicamente é possível variar o tempo de fecho da válvula de admissão, é possível desta forma variar a taxa de compressão de um motor, ficando esta abaixo da relação de volumes do cilindro. Assim, a taxa de expansão pode estar próxima da ideal (17:1) requerida para uma melhor extracção de energia. A versão moderna deste motor também costuma ser chamada de motor de Ciclo de Atkinson-Miller, mas a maioria das referências trata apenas por ciclo de Atkinson. Nesta dissertação será sempre designado por motor de ciclo de Atkinson. A vantagem do motor de ciclo de Atkinson é o aumento do rendimento de conversão do combustível ao freio, no entanto, este aumento de rendimento é acompanhado por perda de binário e potência ao freio a baixa rotação. Este tipo de motores é muito menos potente em toda a gama de velocidade e trabalha normalmente com misturas pobres. No entanto, se o rendimento elevado é o principal objectivo, então excelentes resultados podem ser atingidos utilizando este tipo de motor. 19

20 2.2.1 O ciclo de funcionamento e o efeito no rendimento de conversão de combustível A pressão dos gases dentro do cilindro num motor de quatro tempos no momento de abertura da válvula de escape é maior que a pressão atmosférica. A energia disponível nos gases do cilindro nesse momento é então perdida pelo sistema de escape. Uma expansão adicional dos gases dentro do cilindro poderá aumentar o trabalho indicado por ciclo, como é mostrado na Fig. 2.1, onde a expansão continua abaixo do Ponto 4 [1]. O tempo de escape expandido é O tempo de admissão é 6-1. A área foi adicionada ao ciclo convencional p-v, para a mesma quantidade de mistura admitida aumentado assim o rendimento global do motor. Fig Diagrama Pressão-Volume para motores de ciclo de expansão extensa ( ). r c e r e são a razão de compressão volumétrica e razão de expansão volumétrica, respectivamente [1] Principais aplicações actuais: Veículos híbridos Embora os motores de quatro tempos de ciclo de Atkinson permitam ter ganhos consideráveis em termos de economia de combustível, têm como custo um nível mais baixo de potência por cilindrada que os motores tradicionais de ciclo de Otto. Se um motor de ciclo de Atkinson está sujeito a altos níveis de potência intermitentemente, pode ser auxiliado por um motor eléctrico quando o nível de potência exigido é mais elevado. Este é o conceito utilizado nos sistemas de propulsão dos modernos veículos híbridos. Os motores eléctricos podem ser usados de forma independente, ou em combinação com motores de ciclo de Atkinson, permitindo meios mais eficientes de produção da potência desejada. 20

21 2.3 Eco Veículo XC01i: um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível O Eco Veículo XC01i é um veículo protótipo de extra-baixo consumo de combustível desenvolvido pela equipa Eco Veículo, uma equipa constituída por professores e alunos do Departamento de Engenharia Mecânica da Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra que participa todos os anos desde 1999 na Shell Eco-Marathon, um evento organizado anualmente pela Shell França, no circuito de Nogaro (França). É uma competição de classe mundial onde participam equipas de Universidades, Institutos Politécnicos, Escolas Secundárias e Equipas Independentes, com automóveis projectados, construídos e testados por elas onde o objectivo é fazer 7 voltas ao circuito (fechado) num total de 25,272 km a uma velocidade média igual ou superior a 30 km/h consumindo a menor quantidade de combustível possível. A Shell Eco-Marathon é uma competição que teve origem em meados de 1939, como Shell Mileage Marathon, resultado de uma discussão entre empregados do laboratório de investigação da Shell Oil s em Wood River Illinois, sobre qual o veículo com menor consumo. As regras eram tão simples quanto o conceito: pretendia-se percorrer o maior número de quilómetros com o menor consumo de energia possível. A Fig. 2.2 mostra o Eco Veículo XC01i durante a competição Shell Eco-Marathon, em 2007, Nogaro (França). Fig Eco Veículo XC01i durante a competição Shell Eco-Marathon em Nogaro, França. 21

22 Tratando-se de uma prova de economia de combustível, cuja eficiência é o principal objectivo e em que não são exigidos grandes prestações em termos de potência aos veículos, torna-se possível a utilização de motores de ciclo de Atkinson neste tipo de veículos, que embora com densidades de potência baixas têm eficiências superiores aos motores convencionais de ciclo de Otto. 2.4 Trabalho desenvolvido no Departamento de Engenharia Mecânica Faculdade de Ciências e Tecnologia da Universidade de Coimbra (DEM-FCTUC) Embora o projecto e construção de um motor de raiz seja um desafio novo e ambicioso no DEM-FCTUC, este não teria sido possível sem o trabalho desenvolvido ao longo dos anos por alunos e membros da Equipa Eco Veículo e em especial pelo Prof. Doutor Pedro Carvalheira, principal dinamizador e impulsionador do projecto. O projecto preliminar que deu origem à presente dissertação foi elaborado no âmbito de um trabalho de Seminário de David Guilherme e João Ramos [2]. Os melhoramentos implementados no anterior motor: Honda GX22: a modificação do sistema de alimentação para um sistema de injecção/ignição electrónica, modificação da relação de compressão e os vários testes experimentais realizados permitiram um conhecimento prático fundamental do funcionamento e operação de motores. Desta forma, só com todo o conhecimento acumulado, pesquisa bibliográfica e conversas com outras equipas que desenvolvem também os seus próprios motores foi possível a concretização e sucesso deste projecto. 22

23 CAPÍTULO TRÊS 3 Considerações iniciais de projecto e caracterização preliminar do motor 3.1 Caracterização preliminar do motor Com base na literatura disponível sobre motores, tipo de aplicação e tendo em vista o objectivo pretendido de conceber um motor de baixo consumo específico, com prestações superiores aos motores que existem no mercado para a mesma dimensão, a sua concepção partiu de uma série de considerações iniciais baseadas na experiência, pesquisa bibliográfica ou tecnologia conhecida: i. Motor de 4 tempos de ignição por faísca; ii. Ciclo termodinâmico de funcionamento: Atkinson; iii. Câmara de combustão hemisférica, com duas velas de ignição; iv. Dupla árvore de cames à cabeça; v. Distribuição por correia HTD-3M; vi. Elevada relação de compressão; vii. Arranque por motor eléctrico; viii. Embraiagem centrífuga; ix. Sistema de injecção/ignição electrónica; x. Sistema de refrigeração do motor (em banco de ensaios): água; xi. Sistema de lubrificação: por chapinhagem. 23

24 3.2 Considerações de projecto para a câmara de combustão A concepção da câmara de combustão influencia o desempenho e as emissões dos motores, de modo que o seu projecto teve em conta: i. Processos de combustão rápidos, com baixa variabilidade de ciclo-para-ciclo; São muitos os métodos propostos para acelerar os processos de combustão. Estes incluem câmaras de combustão mais compactas, vela de ignição colocada na posição central, o uso de duas velas de ignição, criação de swirl durante a fase de admissão. Estudos experimentais [3] e de simulação [4] mostram ganhos de eficiência relativamente modestos da passagem de processos de combustão moderados para processo de combustão rápidos. ii. Grande eficiência volumétrica com a válvula borboleta completamente aberta; A grande eficiência volumétrica é requerida para obter a maior densidade de potência possível. A forma da cabeça do cilindro afecta o tamanho das válvulas que podem ser utilizadas. A área efectiva de passagem, que depende do diâmetro da válvula e levantamento, afecta directamente a eficiência volumétrica. iii. Mínimo de perdas de calor pelas paredes da câmara de combustão; A área de transferência de calor através das paredes da câmara de combustão tem um impacto significativo na eficiência do motor. Deve procurar-se ter câmaras com baixa área de transferência de calor. iv. Baixo requerimento de índice de octano do combustível. A ocorrência de detonação limita a relação de compressão máxima permitida para um determinado motor. Isto afecta directamente a eficiência de um motor. Estudos de simulação de ciclos [6] indicam que a duração dos processos de combustão diminuiu à medida que a intensidade de turbulência aumenta. No entanto, é importante notar que a eficiência de conversão de combustível de câmaras de elevada turbulência, para as mesmas condições de operação pode ser menor que para câmaras de combustão normais, apesar das altas taxas de queima devido às altas taxas de transferência de calor. A eficiência de conversão de combustível indicada diminui cerca de 6 % devido a uma previsão de 15 % de aumento das perdas por transferência de calor [6]. Perante os factos acima mencionados, e como o nosso principal objectivo é obter baixo consumo e obter elevado rendimento de conversão de combustível, optou-se por uma câmara de combustão de geometria hemisférica, com baixa área de transferência de calor para 24

25 redução das perdas térmicas e a colocação de duas velas de ignição para acelerar os processos de combustão, dada a baixa turbulência deste tipo de câmara. 3.3 Influência da relação de compressão em motores de ignição por faísca Para avaliar da melhor forma o efeito da variação da relação de compressão na eficiência de conversão de combustível, muitos dos dados obtidos são normalizados e comparados com a eficiência de conversão de combustível para uma relação de compressão, r c = 8, para motores em operação com válvula borboleta completamente aberta (vd. Fig. 3.1). Fig Evolução da melhoria relativa de eficiência de conversão de combustível com o aumento da relação de compressão, em MCI-SI com válvula borboleta completamente aberta (WOT): CN [7], KT [8]. Dentro da gama de relações de compressão mais comuns em motores SI ( rc 12 ), a eficiência de conversão de combustível aumenta cerca de 3 % por unidade de aumento da relação de compressão [1]. 3.4 Características do sistema de injecção/ignição electrónica programável O sistema de injecção/ignição é comandado por um microprocessador programável HALTECH, modelo E6S e inclui: microprocessador, sensores para o motor (sensor de temperatura do bloco do motor, sonda lambda, sensor de posição angular da borboleta do 25

26 acelerador, sensor de temperatura do ar no interior do colector de admissão, sensor da pressão do ar no interior do colector de admissão e sensor de posição angular da cambota), cablagem de ligação e software para programação. Os parâmetros utilizados pelo microprocessador são: temperatura e pressão do ar no interior do colector de admissão, temperatura do bloco do motor, regime do motor, e posição angular da cambota. A Fig. 3.2 procura esquematizar o funcionamento do sistema de injecção - ignição utilizado. Fig Funcionamento do sistema de injecção/ignição electrónica A programação do microprocessador faz-se com valores fixos de rotação com intervalos de 500 rpm, através de mapas de duração do tempo de injecção e avanço do instante de ignição em função da pressão do ar no interior do colector de admissão ou da posição angular da válvula borboleta do acelerador Sistema de injecção A injecção de combustível é feita por um injector de combustível (gasolina) a uma pressão de 2,4 bar. O injector consiste num corpo de uma válvula que contém um enrolamento de solenóide, a guia da agulha da válvula e a agulha da válvula que contém a armadura do solenóide. Quando não existe nenhum fluxo de corrente através do enrolamento do solenóide, 26

27 a agulha da válvula é comprimida de encontro ao seu assento por uma mola helicoidal. Na presença de um fluxo de corrente proveniente do microprocessador através do enrolamento solenóide, a agulha da válvula é levantada permitindo a injecção de combustível através do orifício de precisão. A extremidade final da agulha injectada possui uma ranhura que permite uma atomização da gasolina injectada. A quantidade de gasolina injectada é determinada pela duração do impulso eléctrico, para uma dada diferença de pressão entre a entrada e saída no injector. A Fig. 3.3 mostra o injector BOSCH EV6 Court B /1 utilizado. Fig Injector BOSCH EV6 Court B / Sistema de ignição O sistema de ignição deve ser capaz de inflamar a mistura comprimida num certo instante e de forma fiável, mesmo em fases de funcionamento transitório onde o movimento da mistura e da relação ar-combustível flutua fortemente. A energia de ignição necessária depende fortemente da relação ar-combustível. Analisando a Fig. 3.4, sendo o heptano o hidrocarboneto mais parecido com a gasolina, verifica-se uma energia mínima de ignição de 1 mj para uma riqueza estequiométrica valores em condições padrão: p = 100 kpa; T = 298,15 K. No entanto, a pressão dentro de uma câmara de combustão no instante antes de saltar a faísca de ignição é da ordem dos 8-13 bar, tais pressões influenciam a energia mínima de ignição. Segundo [9], verifica-se que um aumento de pressão diminui a energia mínima de ignição. O facto de se utilizarem velas com maior distância entre os eléctrodos, uma maior projecção do eléctrodo da vela ou mesmo um menor diâmetro do eléctrodo central, melhora consideravelmente a qualidade de ignição. 27

28 Fig Energia mínima de ignição [mj] em função da riqueza para várias misturas de ar-combustível [9]. A unidade de controlo do sistema de ignição tem a capacidade de determinar quando se deve ligar o circuito primário da bobina, o ângulo e a duração do fecho (regulação automática do ângulo de Dwell), deve deixar passar tempo necessário para que a corrente primária alcance o seu valor óptimo sem ter em conta o regime de funcionamento do motor e, por sua vez, induzir alta tensão no circuito secundário. Esta unidade de controlo utiliza-se juntamente com uma bobina de baixa resistência primária, produzindo corrente de arranque elevada com baixas tensões na bateria, sem necessidade de resistência compensadora. O sistema de ignição é constituído pelos seguintes componentes: Vela de ignição. A vela de ignição utilizada tem a referência: NGK CMR6H; Bobina de ignição, é neste elemento que é gerada a corrente eléctrica que permite à vela de ignição soltar uma faísca. A bobina de ignição utilizada foi fornecida pela Haltech e é uma unidade que funciona a 12V; Módulo de ignição, esta unidade tem a capacidade de determinar quando se deve ligar o circuito primário, o ângulo e a duração do fecho, devendo ainda deixar passar o tempo necessário para que a corrente primária alcance o seu valor óptimo sem ter em conta o regime de funcionamento do motor. O módulo de ignição utilizado tem a referência: BOSCH

29 3.5 Sistema de arrefecimento Dada a aplicação em questão e devido ao facto de não haver necessidade de arrefecimento do motor durante a prova, não haveria necessidade de implementar um sistema de arrefecimento do motor. Durante a prova é conveniente que o motor esteja completamente isolado, e suficientemente quente, levando a que a viscosidade do óleo não atinja valores abaixo dos quais as perdas por atrito sejam significativas. No entanto, na fase de testes (em contínuo) é necessário implementar um sistema de arrefecimento adequado para manter estáveis as temperaturas e assim ter resultados experimentais válidos e reprodutíveis. Assim, o sistema de arrefecimento que melhor responde a estes objectivos é o sistema de arrefecimento a água por ter maior condutibilidade que o ar para extracção do calor. 3.6 Sistema de lubrificação O lubrificante e o sistema de lubrificação têm as seguintes funções [10]: 1. Reduzir a resistência de fricção do motor ao mínimo para garantir a máxima eficiência mecânica; 2. Protecção do motor ao desgaste; 3. Contribuir para o arrefecimento do motor e das regiões do motor onde o trabalho por fricção é perdido; 4. Remover todas as impurezas das zonas lubrificadas. O sistema de lubrificação utilizado para a lubrificação das superfícies de contacto êmbolocilindro foi o sistema convencional de chapinhagem, em que a cambota ao rodar bate com a superfície livre do óleo no cárter, criando gotículas e vapores que se depositam nas paredes do êmbolo e cilindro. Para as chumaceiras das árvores de cames e para os rolamentos da distribuição não foi implementado nenhum sistema de lubrificação em circuito fechado com bomba de óleo, porque o motor não trabalhar em contínuo durante longos períodos em condições normais de operação, permitindo assim reduzir as perdas e diminuir os consumos. 29

30 CAPÍTULO QUATRO 4 Modelação do ciclo termodinâmico em Motores de Combustão Interna (MCI-SI) O objectivo deste capítulo é fazer uma introdução à modelação em MCI-SI e fazer a descrição dos modelos matemáticos relevantes para a criação do modelo, no qual é baseado o programa computacional utilizado, 4SSI que permitiu fazer as simulações e optimização necessárias ao projecto e concepção do motor, que está na base desta dissertação. Os modelos de simulação do funcionamento de motores de combustão interna podem ser classificados em dois grupos principais: modelos termodinâmicos não-dimensionais e modelos dimensionais. Os modelos termodinâmicos são muitas vezes referidos como nãodimensionais, porque não tem resolução espacial na descrição particular de uma evolução termodinâmica. Na primeira categoria, os modelos termodinâmicos podem ser classificados em dois subgrupos, baseado na forma como o enchimento do cilindro é tratado: modelos unizona ou modelos multi-zona. Nos modelos uni-zona a temperatura, a pressão e a composição dentro do cilindro são considerados uniformes em toda a câmara de combustão. Este tipo de modelos uni-zona representa uma ferramenta muito útil de modelação em motores. Nos modelos multi-zona, a mistura dentro do cilindro é dividida em zona de queimados e zona de não-queimados, cada uma das quais sendo tratada como um sistema termodinâmico separado. Existem modelos multidimensionais ainda mais completos que são baseados em dinâmica de fluidos computacional (CFD). Nestes modelos as equações que descrevem o campo de escoamento são resolvidas numericamente em vários cenários. O código KIVA, por exemplo, tem capacidade para calcular fluxos tridimensionais dentro dos cilindros com qualquer geometria arbitrária do pistão, incluindo os efeitos da turbulência, injecção de 30

31 combustível e transferência de calor através das paredes do cilindro. Estes modelos particulares baseados são bastante caros e requerem poderosos recursos computacionais. 4.1 Programa de simulação: 4SSI O programa 4SSI é um programa de modelação não-dimensional (modelação termodinâmica) com discretização apenas no tempo, neste caso em ângulos de cambota, e com valores médios no espaço. A vantagem desta modelação é a economia de tempo e memória de cálculo. As desvantagens estão directamente relacionadas com a não discretização espacial das diversas variáveis. Assim, não é possível simular a formação de heterogeneidades, por exemplo, a nível da mistura dos diversos gases dentro do cilindro. O modelo desenvolvido é influenciado por um número elevado de processos fenomenológicos que ocorrem a montante, no interior e a jusante do cilindro. É necessário modelar esses processos e as influências recíprocas entre eles e o comportamento do gás no interior do cilindro. Considera-se a análise termodinâmica no interior do cilindro dividida em cinco fases: admissão, compressão, combustão, expansão e escape. (vd. Fig. 4.1) Considera-se o volume de controlo limitado por 5 superfícies distintas: paredes laterais do cilindro, coroa do êmbolo, cabeça do cilindro, válvula de admissão, válvula de escape com temperaturas uniformes e distintas para cada uma delas. Os modelos utilizados descrevem as mudanças termodinâmicas e químicas da mistura durante os processos de admissão, compressão, combustão, expansão e escape e têm como objectivo prever algumas características de operação de motores tais como: binário ao freio, potência, consumo específico, pressão média efectiva e outros. Se os resultados obtidos com estes modelos corresponderem aos observados experimentalmente, estes podem ser utilizados para optimização da configuração do motor ou optimização de desempenho. 31

32 Fig Estrutura lógica na simulação termodinâmica de um ciclo real de um motor de combustão interna. O ponto de partida para o modelo de simulação do ciclo de funcionamento de um motor a 4 tempos é a 1ª lei da termodinâmica aplicada ao volume do cilindro para processos de admissão, compressão, combustão, expansão e escape, que nesta sequência descrevem o ciclo de operação do motor. Para cada um destes processos, usam-se sub-modelos que descrevem as características geométricas do cilindro e das válvulas, as propriedades termodinâmicas e de transporte dos gases queimados, a transferência de massa e calor pelas fronteiras do sistema e o processo de combustão. A pressão no cilindro em cada instante é obtida através do conhecimento da temperatura do gás no cilindro, número de moles e volume do cilindro através da equação de estado de um gás perfeito, que é uma aproximação perfeitamente aceitável face às elevadas temperaturas atingidas [1]. O trabalho realizado pelos gases no cilindro sobre a vizinhança num ciclo é dado pela Eq. 4.1: W pdv (4.1) O cálculo da composição e actualização das propriedades são fundamentais para a obtenção de resultados correctos. Os resultados globais e, principalmente os resultados durante a execução do ciclo são fortemente dependentes dos valores das propriedades do gás. O programa de simulação de ciclo termodinâmico 4SSI, tem ainda em conta: influência da duração da combustão, rendimento volumétrico, trocas de calor do gás para as paredes do cilindro e vice-versa, propriedades dos frescos e queimados em função da riqueza, as 32

33 interacções dos escoamentos que se estabelecem nas condutas de admissão e escape quando existem cruzamento de válvulas e o levantamento das válvulas em função do tempo Dados de entrada 1. Diâmetro do cilindro /mm; 2. Curso do êmbolo /mm; 3. Relação comprimento da biela/raio de manivela da cambota; 4. Relação de compressão; 5. Número de rotações da cambota por minuto /rpm; 6. Ângulo de abertura da válvula de admissão /graus APMS; 7. Ângulo de fecho da válvula de admissão /graus DPMI; 8. Ângulo de abertura da válvula de escape /graus APMI; 9. Ângulo de fecho da válvula de escape /graus DPMS; 10. Ângulo de avanço de ignição /graus APMS; 11. Riqueza da mistura ar-combustível; 12. Perda de carga na válvula de borboleta /Pa; 13. Altura de folga da câmara de combustão /m; 14. Relação DB/B da câmara de combustão; 15. Diâmetro da cabeça da válvula de admissão /m; 16. Levantamento máximo da válvula de admissão /m; 17. Diâmetro da cabeça da válvula de escape /m; 18. Levantamento máximo da válvula de escape /m; 19. Largura da sede da válvula de admissão /m; 20. Largura da sede da válvula de escape /m; 21. Ângulo da sede da válvula de admissão /grau; 22. Ângulo da sede da válvula de escape /grau; 23. Diâmetro da haste da válvula de admissão /m; 24. Diâmetro da haste da válvula de escape /m; 25. Relação área da cabeça do cilindro/área da secção transversal do cilindro; 26. Relação distância máxima percorrida pela chama/área da secção transversal do cilindro; 27. Índice de octano do combustível pelo método research; 33

34 4.1.2 Resultados calculados 1. Binário ao freio /N.m; 2. Consumo específico ao freio /(g/kw.h) 3. Potência ao freio /W; 4. Trabalho por ciclo /J 5. Rendimento volumétrico; 6. Ângulo de duração da combustão /deg; 7. Pressão média efectiva ao freio /Pa; 8. Trabalho de bombagem /J; 9. Fracção de gases residuais; 10. Factor de detonação; 11. Pressão média efectiva de fricção /Pa; 12. Velocidade média do êmbolo /(m/s); 13. Celeridade de chama laminar nas condições padrão /(m/s); 14. Celeridade de chama turbulenta /(m/s); 15. Pressão máxima no cilindro /(Pa); 16. Celeridade de chama laminar corrigida para a pressão e temperatura média dos gases frescos /(m/s) 17. Celeridade de chama corrigida para a fracção de gases residuais /(m/s); 18. Celeridade de chama efectiva média, relativamente a um referencial ligado ao motor /(m/s); 19. Rendimento de combustão. 20. Densidade de fluxo médio de calor transferido para o êmbolo /(W/m 2 ) A Fig. 4.2 mostra a interface gráfica de apresentação de resultados no programa 4SSI. 34

35 Fig Interface gráfica de apresentação de resultados no programa 4SSI (n = 4000 rpm; = 0,75; TI = 15º; WOT) 4.2 Modelação dos processos envolvidos em MCI-SI de 4 tempos feita no programa 4SSI Admissão O propósito dos processos de admissão e escape é remover os gases queimados no final da expansão e introduzir mistura fresca para o ciclo seguinte. Este processo de troca de gases afecta o desempenho e as emissões de um motor de combustão interna, e por isso requer especial atenção na sua modelação. A quantificação deste processo é medida pelo rendimento volumétrico, que depende do escoamento nas condutas de admissão e de escape e especialmente nas válvulas. Basicamente a modelação dos processos de trocas gasosas compreende dois aspectos: um é a modelação do escoamento nas condutas de admissão e escape e outro é a modelação do escoamento em torno das válvulas. As válvulas representam a mais importante restrição ao escoamento nos sistemas de admissão e escape. A área de escoamento instantâneo depende do levantamento e geometria das válvulas, cabeça, assento e haste. A quantidade de mistura fresca admitida durante a fase de admissão depende dos seguintes factores: a. Resistência aerodinâmica do sistema de admissão, o que reduz a pressão da mistura um incremento p; 35

36 b. Presença de produtos da combustão no cilindro ou gases residuais que ocupam parte do seu volume; c. Trocas de calor da mistura fresca admitida com a superfície do sistema de admissão, paredes da câmara combustão e gases residuais, que resultam num aumento de temperatura, T da mistura fresca. Desde o início da admissão instante em que a válvula de admissão abre até ao fim da admissão instante em que a válvula de admissão se fecha, é admitida massa no cilindro. Durante o processo de admissão, os gases residuais expandem, misturando-se com a mistura fresca admitida, reduzindo assim a quantidade de mistura fresca admitida. residuais, Para o volume correspondente ao início da admissão, o número de moles de gases perfeitos, Eq. 4.2: n gr n, que ocupam este volume inicial é obtido através da equação dos gases gr patmv,, com = IVO R T u gr Para o cálculo do número de moles de gases residuais, que existe no cilindro no momento de abertura da válvula de admissão, (4.2) n, considera-se a quantidade gr = IVO. O número de moles no interior do cilindro em cada instante, em função do ângulo de posição da cambota, n, é dado pela Eq. 4.3: m m fr, b, n n 1 t t M fr M b Com n 1 n gr, para = IVO (4.3) (4.4) Considera-se m 0, quando se trata de mistura fresca que entra no cilindro e m 0, fr para o caso de gases queimados que saem do cilindro no caso de haver cruzamento de válvulas. b A massa de gases frescos admitidos, m fr,, é dada pela Eq. 4.5:,, fr, 1, fr fr fr m m m m t (4.5) O fim do processo de escape ocorre quando se verificam simultaneamente as condições: 36