Disciplina: Motores a Combustão Interna. Ciclos e Processos Ideais de Combustão

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1 Disciplina: Motores a Combustão Interna Ciclos e Processos Ideais de Combustão

2 Ciclos de Potência dos Motores a Pistão Aqui serão apresentados ciclos ideais de potência a ar para ciclos onde o trabalho é realizado pelo movimento de pistões em cilindros. Os motores mais utilizados em automóveis operam com vários cilindros (3, 4, 6, 8 ou mais) e cada conjunto cilindro pistão apresenta diâmetro nominal B. O pistão está conectado a um virabrequim (manivela) através de uma biela.

3 Admissão Vela ou injetor de combustível Escapamento O ângulo da manivela,, varia com a posição do pistão no cilindro. Curso do pistão: S = 2. R Volume deslocado: V = N V V PMS Relação de compressão: R man RC = V V PMI O volume deslocado e a relação de compressão definem a geometria do motor.

4 O trabalho específico líquido em um ciclo completo é utilizado para definir a pressão média efetiva: w = pdv = p v v O trabalho líquido realizado por um cilindro, por sua vez: W = p V V O qual pode ser usado para determinar a potência do motor: W = p V V RPM 60 Obs.: A potência em motores 4 tempos é a metade desta, pois cada pistão realiza 2 revoluções para que o motor complete o ciclo.

5 Ciclo Padrão a Ar Otto O ciclo padrão a ar Otto é um ciclo ideal que se aproxima do motor de combustão interna de ignição por centelha.

6 O processo 1-2 é uma compressão isoentrópica do ar quando o pistão se move, do PMI para o PMS. Na etapa 2-3, é transferido a volume constante no instante em que o pistão se encontra em repouso no PMS. No motor real, este momento é correspondente à ignição da mistura ar-combustível. absorvido O processo 3-4 é uma expansão isoentrópica, e o processo 4-1 é o de rejeição de do ar, enquanto o pistão está no ponto morto inferior (PMI). removido

7 Como os processos são internamente reversíveis, as áreas nos diagramas p V e T S representam o trabalho e o envolvidos, respectivamente. Área interna: trabalho obtido absorvido removido absorvido removido

8 Admitindo que o específico do ar seja constante durante o ciclo, o rendimento térmico pode ser expresso como segue: η é = Q Q Q = 1 Q Q Q H : transferido no corpo em alta temperatura Q L : transferido no corpo em baixa temperatura η é = 1 mc mc η é = 1 = 1 T 1 1

9 Como a etapa 1-2 é isoentrópica, s s = 0 = c ln Rln p p ou ln = R c ln p p = p p = p p pois R = c c = k 1 c c k R: cte universal dos gases perfeitos c p0 : específico a pressão cte. k: razão entre es específicos (c p /c v )

10 Ocorre que para gases perfeitos p 1 V 1k = p 2 V 2 k, portanto = p p = V V e = V V Como V 1 = V 4 e V 2 = V 3, = V V = = V V V 2 = V 3 V 1 = V 4

11 Assim de modo que como então η é = 1 η é = 1 = = V V V V r v : razão de compressão (r v = V 1 /V 2 ) T 1 1 = 1 = 1 r

12 O rendimento é altamente dependente da razão de compressão! η é = 1 r 0,7 Rendimento térmico, térmico 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 Limite aproximado para razão de compressão utilizando gasolina ( 12) Razão de compressão, r v

13 Entretanto, o motor de ignição por centelha de ciclo aberto se afasta do ciclo-padrão devido a: 1. Os es específicos dos gases reais não são constantes em relação à temperatura, aumentando com o aumento desta. 2. O processo de combustão substitui o processo de transferência de a alta temperatura e a combustão pode não ser completa. 3. Existe transferência de entre os gases e as paredes do cilindro.

14 Ciclo real: a-b-c -d -e -b-a Pressão [kpa] Pressão [psi] Taxa de compressão = 6:1 Percurso do pistão em vazio: a b Volume relativo 4. Cada ciclo mecânico do motor envolve um processo de alimentação e de descarga e, devido às perdas de carga dos escoamento nas válvulas, é necessária uma certa quantidade de trabalho para alimentar o cilindro com ar e descarregar os produtos da combustão no coletor de escape.

15 O gráfico abaixo compara as eficiências indicadas de um motor de ignição por centelha (gasolina) com eficiências de um ciclo de ar ideal correspondente. Verifica-se que o ciclo de ar fornece uma boa previsão das tendências de eficiência versus razão de compressão. Combustível butano, 1200 rpm F/F c : razão combustível-ar dividida pelo estequiométrico

16 Ciclo Padrão a Ar Diesel Abaixo encontra-se a representação do ciclo ideal para o motor Diesel, também conhecido como motor de ignição por compressão.

17 No ciclo de ar-padrão Otto (direita) é considerado que a adição de ocorre enquanto o pistão se encontra no PMS, a volume constante. Já no ciclo de ar-padrão diesel, considera-se que a adição de ocorre a pressão constante, iniciando-se quando o pistão atinge o PMS. absorvido absorvido removido removido Ciclo padrão a ar: Diesel Ciclo padrão a ar: Otto

18 Assim como no caso do ciclo a ar-padrão Otto, neste ciclo ideal os processos são internamente reversíveis, de modo que as áreas nos diagramas p V e T S representam o trabalho e o envolvidos, respectivamente. absorvido Área interna: trabalho obtido absorvido removido removido

19 Como já dito, na etapa 2-3 o é transferido para o gás a partir do momento em que o pistão alcança o PMS (ponto 2). Como o gás expande com o, durante o início do movimento do pistão (do ponto 2 até o ponto 3) a pressão permanece constante. absorvido Este processo corresponde à injeção e queima do combustível no motor diesel real. A partir do ponto 3, a transferência de cessa. 2 3 removido Ciclo padrão a ar: Diesel

20 Após cessar a transferência de no 3, o gás sofre uma expansão isoentrópica (etapa 3 4) até que o pistão atinja o PMI. A rejeição do ocorre a volume constante, ou seja, no momento em que o pistão se encontra no PMI (etapa 4 1). absorvido A rejeição de na etapa 4 1 simula os processos de descarga e de admissão do motor real. 3 Ciclo padrão a ar: Diesel 4 1 removido

21 Assim como para o ciclo Otto, o rendimento térmico pode ser expresso como segue: η é = Q Q Q = 1 Q Q Q H : transferido no corpo em alta temperatura Q L : transferido no corpo em baixa temperatura Entretanto, no ciclo Diesel a absorção de se passa a pressão constante, portanto η é = 1 mc mc

22 Como k = c p / c v, então η é = 1 k η é = 1 k T 1 1

23 Observa-se que a relação de compressão (etapa 1 2) é maior do que a relação de expansão isoentrópica (etapa 3 4). Analisando-se a equação do rendimento térmico, verifica-se que, fixando o estado do fluido nos pontos 1 e 2, o rendimento diminui com o aumento da temperatura máxima (T 3 ). η é = 1 k T 1 1

24 Sabe-se que p 2 = p 3, então, considerando a equação de estado do gás ideal (p =.R.T), tem-se que = V V = V V 2 absorvido 3 A razão V 3 /V 2 é denominada de razão de corte r c, pois a partir de alcançado o volume V 3 não haverá mais adição de, de modo que: =. r Ciclo padrão a ar: Diesel 4 1 removido

25 Lembrando que, como a etapa 1 2 e 3 4 são isoentrópicas, = V V = r e = V V = rr 2 absorvido 3 Isto porque V 1 = V 4, então: removido V V = V V. V V = V V. V V = r r de modo que 4 1 = r r Ciclo padrão a ar: Diesel

26 Utilizando estas equações e um pouco de esforço algébrico, o rendimento térmico pode ser expresso em função da razão de compressão e da razão de corte: η é = 1 1 k. r r 1 r 1 0,8 Rendimento térmico, térmico 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 rc = 1,5 rc = 2 rc = 3 Região aproximada adequada para o ciclo diesel Razão de compressão, r

27 O gráfico abaixo compara as eficiências indicadas de um motor diesel real com a eficiência de um ciclo de ar ideal correspondente. Verifica-se que o ciclo de ar fornece uma razoável previsão das tendências de eficiência versus razão ar/combustível. lp : eficiência do ciclo de ar de pressão limitada, r = 16 : eficiência real, motor diesel, r = 16 F/F c : razão combustível-ar

28 Ciclo Diesel e Otto: Comparação É possível fazer comparações entre o ciclo Diesel e o Otto a partir dos respectivos ciclos-padrão a ar. Considere o ciclo Otto e o Diesel abaixo. Estes tem o mesmo estado no início do curso de compressão, mesmo deslocamento volumétrico e mesma relação de compressão. Pode-se ver que, nestas condições, o ciclo Otto tem rendimento maior que o ciclo Diesel.

29 Ocorre que, na prática, o ciclo Diesel opera com taxas de compressão (de 11 a 22, aproximadamente) mais altas do o ciclo Otto (de 6 a 12, aproximadamente). Isto porque motores de ignição por centelha comprimem uma mistura de ar-combustível e a pré-detonação é um sério problema em altas taxas de compressão. Este problema não ocorre no motor Diesel porque somente ar é comprimido durante o processo de compressão. Rendimento térmico, térmico 0,7 0,65 0,6 0,55 0,5 0,45 0,4 Otto Diesel Razão de compressão, r r c = 1,5

30 Motores a Jato: Ciclo-Padrão Neste ciclo, o trabalho efetuado pela turbina é exatamente igual ao necessário para acionar o compressor. combustível Esquema de motor turbojato puro, sem fan para bypass (turbofan) ou pósqueimador Admissão de ar Saída de gases aquecidos câmara de difusor compressor turbina bocal combustão

31 Os gases são expandidos na turbina até uma pressão tal que o trabalho da turbina é exatamente igual ao trabalho consumido no compressor (são interligados mecanicamente). Então, a pressão na seção de descarga da turbina será superior à do meio, e o gás pode ser expandido em um bocal até a pressão do meio ambiente. combustível Admissão de ar Saída de gases aquecidos difusor compressor turbina bocal câmara de combustão

32 Como os gases saem do bocal a alta velocidade, estes apresentam uma variação de quantidade de movimento e disto resulta um empuxo sobre o avião no qual o motor está instalado. combustível Admissão de ar Saída de gases aquecidos difusor compressor turbina bocal câmara de combustão

33 O ciclo padrão a ar é mostrado abaixo. Este ciclo opera de modo similar ao do ciclo de Brayton e a expansão no bocal é modelada como adiabática e reversível. Câmara de combustão compressor turbina bocal

34 O rendimento do ciclo padrão pode ser expressado desta forma: η é = 1 Q Q = 1 c c

35 Sabendo-se que então p p = p p = = η é = 1 = 1 p p 1

36 η é = 1 = 1 p p 1 Observa-se que, quanto maior a diferença entre a temperatura da câmara de combustão e a do meio ambiente, maior a eficiência do motor a jato. Teoricamente, o limite superior desta temperatura seria dado pelo limite estequiométrico do combustível (para o JP4, seria cerca de 2400 o C), mas a resistência dos materiais usados no compressor, estatores e turbina decai rapidamente em temperaturas acima de 960 o C, de modo que a temperatura T 2 tem sido atualmente limitada por volta de 1300 a 1550 o C.

37 Outra característica do motor a jato puro (turbojato) é que a potência no compressor pode representar de 40 a 80% da potência desenvolvida na turbina. Assim, no motor real, o rendimento global diminui rapidamente com a diminuição das eficiências do compressor e da turbina. Se estas eficiências caírem abaixo de 60%, será necessário que todo o trabalho realizado na turbina seja utilizado no acionamento do compressor, e o rendimento global será nulo.

38 Bibliografia Taylor, Charles F. Análise dos Motores de Combustão Interna, Vol.1, Editora Blücher, 1995.

39 Bibliografia Eugene A. Avallone, Theodore Baumeister, Ali Sadegh. Marks Standard Handbook for Mechanical Engineers, Editora McGraw-Hill Professional Publishing; 11 a edição, ISBN-10: ISBN-13:

40 Bibliografia Claus Borgnakke, Richard E. Sonntag. Fundamentals of Thermodynamics 7 a Edição, Editora Wiley; ISBN-10: ISBN-13: