ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL

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1 Universidade Federal da Paraíba Centro de Tecnologia Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica - Mestrado - Doutorado- ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL por Fagner Barbosa Ferraz Tese de Doutorado apresentada à Universidade Federal da Paraíba para a obtenção do grau de Doutor em Engenharia Mecânica João Pessoa Paraíba junho, 2014

2 FAGNER BARBOSA FERRAZ ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL Tese de Doutorado apresentada ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal da Paraíba - UFPB, em cumprimento às exigências para a obtenção de Grau de Doutor em Engenharia Mecânica. Orientador: Prof. Dr. Emerson Freitas Jaguaribe João Pessoa Paraíba 2014

3 F381a Ferraz, Fagner Barbosa. Análise de desempenho de um motor diesel turboalimentado ottolizado para gás natural / Fagner Barbosa Ferraz.-- João Pessoa, f. : il. Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe Tese (Doutorado) UFPB/CT 1. Engenharia mecânica. 2. Motor diesel turboalimentado. 3.Ottolização. 4. Gás natural - desempenho. 5. Balanço de energia. UFPB/BC CDU: 621(043)

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5 DEDICATÓRIA Este trabalho é dedicado, à minha mãe, Maria Salete, ao meu pai, Francisco, à minha esposa Renata, aos meus irmãos, Sandra, Fábio e Sabrina, aos meus amigos, aos meus familiares e principalmente a Deus pelo dom da vida.

6 AGRADECIMENTOS Ao meu orientador, Professor Emerson Freitas Jaguaribe, que através dos seus conhecimentos e do seu apoio tornou esse trabalho possível; Ao CNPq, pelo incentivo ao desenvolvimento científico do país e pela bolsa concedida; A todos os examinadores que participaram do exame de qualificação e da avaliação da tese de doutorado, me honrando com suas contribuições; À Coordenação de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, pela atenção e apoio; Aos amigos dos Laboratórios de Inovação e de Carvão Ativado, por toda a ajuda no decorrer destes anos; À PBGÁS pelo incentivo ao trabalho; Ao IFBA pelo apoio indispensável para a conclusão desse trabalho. deste trabalho. A todas as pessoas que contribuíram, de maneira direta ou indireta, para a finalização

7 ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL RESUMO Um grande número de empresas nacionais faz uso de grupos geradores a diesel como opção à eletricidade fornecida pela concessionária local. O emprego de grupos geradores é comum durante as horas de pico, que no Brasil, ocorrem entre as 17 e 22 h. Tais aparatos, juntamente com os motores veiculares a diesel têm contribuído para o grande aumento da poluição ambiental, uma vez que a queima deste combustível se faz com grande emissão de particulados, de NO x e de SO x. O gás natural é considerado uma alternativa ao uso do diesel por possuir um alto poder calorífico, queima limpa, e adequada octanagem para o ciclo Otto. O presente trabalho trata da análise de desempenho de um motor Perkins turboalimentado, a diesel, modelo 1104C-44TA, convertido para funcionar apenas com gás natural, identificando ainda, os fatores limitadores de potência nestes tipos de motores. Considerando a importância da taxa de compressão no processo de ottolização, o motor convertido foi avaliado sob a influência de três diferentes taxas: 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. Para tanto, foram selecionados avanços de ignição que ao interagir com a mistura próxima da estequiométrica garantisse ao funcionamento do motor as melhores condições de desempenho, para cada taxa de compressão escolhida. Os ensaios foram feitos com o auxílio de um dinamômetro hidráulico e os resultados obtidos evidenciaram que, na prática, tais parâmetros não são suficientes para se assegurar os melhores desempenhos em um motor diesel ottolizado. Foi observado um aumento consubstancial na temperatura dos gases de exaustão e na turbina, em virtude da ampliação do volume dos gases de escapamento com relação àquele observado no motor original, com prejuízos para a eficiência e a própria vida útil do motor. Verificou-se, através das análises energéticas, que a taxa de compressão de 8,7:1 permitiu ao motor seu melhor desempenho, com relação à outras experimentadas. Como esperado, o motor operando na taxa de 7,6:1 produziu as mais elevadas temperaturas dos gases de exaustão. Com respeito às emissões gasosas, o motor convertido com taxa de compressão de 12,3:1 emitiu o maior nível de NO x e o menor nível de hidrocarbonetos não queimados. Palavras-chave: Motor Diesel Turboalimentado. Ottolização. Gás natural. Desempenho. Balanço de Energia.

8 PERFORMANCE ANALYSIS OF A TURBOCHARGED DIESEL ENGINE CONVERTED INTO AN OTTO CYCLE ENGINE TO RUN ON NATURAL GAS ABSTRACT A large number of national companies has been using diesel gensets as an alternative to the electricity supplied by the local utility. Therefore, generators are used as an emergency power system or during peak hours. Peak hour in Brazil is between 5 to 10 p. m. As we know diesel engines contribute to the large increase in environmental pollution, since the diesel exhaust may contain fine particles associated with negative health effect, toxic air contaminants, as NO x and SO x. On the other hand, Natural gas is considered as a suitable choice rather than the use of diesel, because it possesses high calorific power, clean burning, and proper octane level for Otto cycle engine. The present work deals with the performance analysis of a Perkins engine turbocharged, diesel, model 1104C-44TA, converted into an Otto cycle engine to run on natural gas, also identifying the limiting factors of power in these types of engines. Giving the importance of the compression rate on the Diesel to Otto cycle conversion, the evaluation of the Perkins processed engine happened under the influence of three different rates: 7.6:1; 8.7:1 and 12.3:1. For each compressed rate, and stoichiometric mixture, the task was to choose the spark advance to guarantee best performances to the engine. All tests were performed with a hydraulic dynamometer. The results showed that, the best combination of those parameters are not sufficient to ensure the highest performance of a diesel converted engine. There was a consubstantial rise in temperature of the exhaust gases and on the turbine walls, due to the increase in the exhaust gases volume, compared to that of the burnt gases withdrawn from the original engine, impairing the efficiency and lifespan of the engine components. It was found, by energetic analysis, the compression ratio of 8.7:1, was the most efficient, among the other two, assuring the engine its best performance. As expected, at the compression rate of 7.6:1 the exhaust gases presented the highest temperatures. At compression ratio of 12.3:1 the gas emissions of the converted engine delivered highest NO x level and the lowest level of unburned hydrocarbons at the exhaust. Keywords: Diesel Turbocharged Engine. Diesel to Otto Cycle Conversion Process. Natural Gas. Performance. Energy Balance.

9 SUMÁRIO CAPITULO I INTRODUÇÃO CAPITULO II REVISÃO BIBLIOGRÁFICA INTRODUÇÃO O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA CAPÍTULO III FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA INTRODUÇÃO PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA Ciclo padrão a ar Diesel Ciclo padrão ar Otto Motores turboalimentados do ciclo Otto Taxa ou razão de compressão Fator lambda (λ) Poder calorífico de um combustível Avanço de ignição Eficiência volumétrica Eficiência térmica... 43

10 3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica Balanço de energia em um motor de combustão interna Combustão em um MCI CAPÍTULO IV ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO INTRODUÇÃO DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA CAPÍTULO V A OTTOLIZAÇÃO INTRODUÇÃO PARTICULARIDADES DO PROCESSO DE OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES TURBOALIMENTADOS COMPONENTES NECESSÁRIOS AO FUNCIONAMENTO DO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO Componentes do sistema de ignição estática O Governador Eletrônico Sistema de alimentação e controle eletrônico de gás natural CAPÍTULO VI APARATO E DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL INTRODUÇÃO EQUIPAMENTOS UTILIZADOS NOS TESTES DO MOTOR OTTOLIZADO Bancada Dinamométrica Medidor de vazão do ar de admissão Sistema de medição de vazão de GN Analisador de gases de combustão Medidor de vazão de água de arrefecimento do motor... 70

11 6.2.6 Sistema de resfriamento da turbina Sistema de medição de temperatura e de pressão da bancada de testes Medição de temperatura da mistura ar/gn a montante do aftercooler Medição de temperatura da mistura ar/gn a jusante do aftercooler Medição da temperatura dos gases de escape e da parede da turbina Medição de temperatura e de pressão do coletor de admissão Medição da temperatura do óleo do motor Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor METODOLOGIA EXPERIMENTAL Calibração do dinamômetro Medição da vazão da água do sistema de arrefecimento do motor Testes realizados no motor convertido Testes realizados com o motor operando na taxa de compressão de 7,6: Ensaios realizados com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3: CAPÍTULO VII RESULTADOS E ANÁLISES INTRODUÇÃO ENSAIOS REALIZADOS COM O MOTOR OPERANDO COM A TAXA DE COMPRESSÃO DE 7,6: Influência do avanço de ignição na emissão de NO x e na temperatura dos gases de escape Resultados de desempenho do motor sob a influência de duas formas distintas de refrigeração da turbina RESULTADOS DOS TESTES PARA O MOTOR CONVERTIDO SOB A INFLUÊNCIA DAS TRÊS TAXAS DE COMPRESSÃO Avanços de ignição mais funcionais ao motor ottolizado Desempenho do motor funcionando com três diferentes taxas de compressão Análise energética realizada no motor convertido CAPÍTULO VIII CONCLUSÃO... 96

12 SUGESTÕES PARA OS PRÓXIMOS TRABALHOS REFERÊNCIAS ANEXO A Massas molares dos constituintes do GN e dos produtos formados em sua combustão ANEXO B Equacionamentos para a obtenção dos calores específicos dos produtos gerados na combustão do GN APÊNDICE A Dados dos Testes realizados com motor Perkins operando nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3: APÊNDICE B Programa elaborado no Mathcad para os cálculos dos balanços energéticos APÊNDICE C Programa elaborado no Mathcad para os cálculos da taxa de compressão 118 APÊNDICE D Resultado dos testes de seleção do avanço de ignição (Motor Perkins operando nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1)

13 LISTA DE FIGURAS Figura 3.1 Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002) Figura 3.2 Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte: Giacosa (1986) Figura 3.3 Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002) Figura 3.4 Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte Giacosa (1986) Figura 3.5 Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003) Figura 3.6 Comparação entre gráficos P-v, em um cilindro de um motor do ciclo Otto real, sob diferentes condições de pressão de admissão. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003) Figura 3.7 Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006) Figura 3.8 Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte: Martins (2006) Figura 3.9 Gráfico de emissão de NO e de NO 2 no escape de um motor a gasolina, em função da relação de mistura ar/combustível. Fonte: Martins (2006) Figura 3.10 Gráfico P- θ para os ciclos com: (a) combustão normal, (b) detonação leve e (c) detonação forte. Fonte: Adaptado de Heywood (1988) Figura 3.11 Gráfico de eficiência térmica em função da taxa de compressão. Fonte: Heywood (1988) Figura 3.12 Desenho esquemático de um volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos mássicos que o cruzam através da superfície de controle Figura 3.13 Volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos de energia associados com os fluxos mássicos e as interações de calor e trabalho com o meio Figura 3.14 Volume de Controle para um motor de combustão interna. Fonte: (MORAN e SHAPIRO, 2002) Figura 4.1 Desenho esquemático da bancada de testes tomando o motor Perkins como Volume de Controle Figura 5.1 Foto do Motor Diesel Perkins 1104C-44TAG

14 Figura 5.2 Foto das bobinas de ignição estática e dos cabos de vela Figura 5.3 Foto do sistema de controle de ignição: (a) Unidade Controle Eletrônico de Dados, (b) Conjunto roda fônica/sensor de rotação Figura 5.4 Foto dos componentes do governador eletrônico: (a) Pick-up magnético, (b) Central de controle, (c) Corpo de borboleta com atuador Figura 5.5 Sistema de alimentação e controle de GN Figura 5.6 Sonda lambda inserida no escape Figura 5.7 Interface do sistema de alimentação eletrônico de GN Figura 6.1 Motor conectado ao dinamômetro hidráulico Figura 6.2 Bancada de simulação de carga Figura 6.3 Sistema de arrefecimento da água do motor (a) Trocador de Calor e acessórios, (b) Reservatório de água fria Figura 6.4 Sistema de arrefecimento da mistura ar/gn Figura 6.5 Anemômetro digital Figura 6.6 Sistema de medição de vazão volumétrica de GN Figura 6.7 Analisador de gases da Alfatest Figura 6.8 Medidor de vazão ultrassônico PT878: (a) Central de aquisição de dados, (b) Transdutores ultrassônicos acoplados ao tubo de passagem de água Figura 6.9 Sistema de resfriamento da turbina: (a) Aparato de refrigeração por água, (b) Aparato de refrigeração por eletroventilador com direcionamento de fluxo Figura 6.10 Medição da temperatura a montante do aftercooler: (a) Sistema de captação de dados, (b) Módulo de aquisição e registro de dados de temperatura Figura 6.11 Medição da temperatura a jusante do aftercooler Figura 6.12 Medição da temperatura dos gases de escape e da turbina do motor Figura 6.13 Medição da temperatura e da pressão da mistura ar/gn admitida Figura 6.14 Medição da temperatura do óleo do motor Figura 6.15 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor: (a) Ponto de captação da temperatura da água de saída do motor, (b) Ponto de captação da temperatura da água de entrada do motor Figura 6.16 Calibração do dinamômetro: (a) Fixação da massa para a calibração, (b) Software de calibração Figura 6.17 Espaçadores utilizados para as mudanças da taxa de compressão do motor Figura 7.1 Emissão de NO x, em função da potência gerada, para vários avanços de ignição

15 Figura 7.2 Temperatura dos gases de escape, em função da potência, para avanços distintos Figura 7.3 Incandescência nas superfícies da turbina e do coletor de escape ocorrida em altas potências Figura 7.4 Eficiência do motor, em função da potência, operando sem o resfriamento da turbina e com refrigeração a ar e a água Figura Temperatura da carcaça da turbina, em função da potência, com a turbina sem resfriamento e refrigerada por ar e por água Figura 7.6 Gráfico de avanço de ignição ótimo, em função da potência, para as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3: Figura 7.7 Eficiência térmica do motor, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. (Cada ponto exposto nas curvas de eficiência está associado ao avanço de ignição utilizado em cada ensaio) Figura Custos com combustível, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3: Figura 7.9 Pressão no coletor de admissão, em função da potência Figura 7.10 Temperatura dos Gases de Exaustão, em função da potência, obtidas a partir do motor operando com diferentes taxas de compressão Figura 7.11 Emissão de NO x, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão utilizadas Figura 7.12 Emissão gasosa de Hidrocarbonetos (HC) no escapamento do motor, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão Figura Balanço energético para o sistema operando com taxa de compressão de 12,3:1 (Potência máxima de 85 cv) Figura Balanço energético para o sistema operando com taxa de compressão de 8,7:1 (Potência máxima de 120 cv) Figura Balanço energético para o motor operando com taxa de compressão de 7,6:1 (Potência máxima de 90 cv) Figura Curvas de Eficiência e de Pressão Média Efetiva, PME, em função da relação: diâmetro do coletor de escape/diâmetro do cilindro. Fonte: Adaptado de Kesgin (2004)... 94

16 LISTA DE TABELAS Tabela 3.1 PCI e PCS dos elementos constituintes do GN Tabela 3.2 Composição do ar atmosférico Tabela Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos testes Tabela 4.2 Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado Tabela 7.1 Dados de desempenho do motor, com taxa de 7,6:1 e potência de 90 cv, em função do λ Tabela A.1 Massa molar dos reagentes e dos produtos da combustão do GN

17 LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS GLP GN ICE ICO IPT LI LTE MCI PBGÁS PCI PCS PID PME PMI PMS UCE UFPB TGE Gás Liquefeito de Petróleo Gás Natural Ignição por Centelha Ignição por Compressão Instituto de Pesquisas Tecnológicas Laboratório de Inovação Laboratório de Termoenergética Motor de Combustão Interna Companhia Paraibana de Gás Poder Calorífico Inferior Poder Calorífico Superior Proporcional Integrativo Derivativo Pressão Média Efetiva Ponto Morto Inferior Ponto Morto Superior Unidade de Controle Eletrônico Universidade Federal da Paraíba Temperatura dos Gases de Exaustão

18 LISTA DE SIMBOLOS C Curso total do pistão (mm) D Diâmetro do pistão (mm) R Raio de manivelas em motores cilindrados (mm) L Comprimento da biela (mm) Ângulo de manivelas em motores cilindrados (º) Razão ou taxa de compressão V d Volume deslocado pelo pistão na etapa de admissão (mm 3 ) V cc Volume comprimido pelo pistão na câmara de combustão (mm 3 ) P 0 P 1 T 0 T 1 T 2 T 3 T 4 T 5 T 6 T 7 CP k λ Pressão do ar na entrada do filtro (bar) Pressão da mistura ar/gn no coletor de admissão (bar) Temperatura do ar na entrada do filtro (ºC) Temperatura da mistura ar/gn na entrada do aftercooler (ºC) Temperatura da mistura ar/gn na saída do aftercooler (ºC) Temperatura da mistura ar/gn no coletor de admissão (ºC) Temperatura da parede de turbina (ºC) Temperatura dos gases de exaustão (ºC) Temperatura da água de arrefecimento na entrada do bloco do motor (ºC) Temperatura da água de arrefecimento na saída do bloco do motor (ºC) Calor Específico à Pressão Constante (kj/kg.k) Coeficiente de expansão adiabática Fator Lambda φ Umidade relativa do ar (%) Eficiência volumétrica (%) Eficiência térmica (%) ṁ ṁ c ṁ gases ṁ ar Vazão mássica de ar ou de mistura ar/combustível (kg/s) Vazão mássica de combustível (kg/s) Vazão mássica dos gases de exaustão (kg/s) Vazão mássica de ar admitido no cilindro (kg/s)

19 ṁ GN Vazão mássica de gás natural admitido no cilindro (kg/s) ρ Massa específica do ar ou da mistura ar/combustível (kg/m 3 ) s Entropia (kj/kg.k) Ẇ Potência de eixo do motor (W) Taxa de calor perdida no arrefecimento do motor (W) Taxa de calor perdida no aftercooler (W) Taxa de calor perdida nos gases de escape do motor (W) Taxa de calor perdida por radiação e convecção (W) Taxa de energia cedida pelo gás natural (W)

20 18 CAPITULO I INTRODUÇÃO Um grande número de grupos geradores, tipicamente acionados por motores estacionários a diesel, está instalado em diversas áreas de atividade produtiva nacional. O interesse pelo uso desses equipamentos para a produção de energia elétrica, por parte de empresas brasileiras (indústrias, hotéis, shopping centers, hospitais, etc.), se dá principalmente pela existência dos horários de pico. No Brasil, este horário está definido, em geral, como as três horas diárias compreendidas entre as 17 e 22 h e o custo da energia elétrica fornecida pela concessionária, para esses setores, pode chegar até dez vezes o da tarifa básica, dependendo da demanda contratada (PERFECTUM, 2014). O motor a diesel, devido a sua robustez, é geralmente utilizado para a geração de energia mecânica, em veículos pesados, e de energia elétrica, em grupos geradores. Esses motores, contudo, contaminam o meio ambiente devido, principalmente, à emissão de grandes quantidades de material particulado e de compostos de enxofre em seus gases de exaustão. Tais emissões, além de serem cancerígenas, contribuem para o aparecimento de doenças cardiovasculares e respiratórias, podendo ainda colaborar para o aumento da acidificação de águas, dos solos e de plantas (SANTANA, 2012). A partir da crise do petróleo, ocorrida em meados de 1970, o governo brasileiro tem intensificado a busca por fontes alternativas de energia. Neste sentido, o Gás Natural (GN) por oferecer uma queima limpa, praticamente, livre de particulados e de enxofre, vem obtendo destaque como combustível de recorrência e estudos para o seu emprego em motores Diesel, de forma parcial (sistema dual) ou de forma total, vêm se intensificando (MMA, 2014). É notório que o uso do sistema dual ainda traz prejuízos ao meio ambiente, pois nos motores com essa característica, continua-se usando o diesel como combustível piloto para proporcionar a ignição e iniciar a combustão do gás natural (MOUTELLA, 2009).

21 19 Com o objetivo de se eliminar todos os inconvenientes que o uso do diesel traz ao meio ambiente e de se reduzir os custos das empresas com energia elétrica nos horário de pico, várias pesquisas em conversão de motores Diesel para utilizar combustíveis mais adequados ao meio ambiente vêm sendo realizadas. Os Laboratórios de Termoenergética (LTE) e de Inovação (LI) da Universidade Federal da Paraíba (UFPB) se tornaram exemplos da realização de tais estudos. Ali, grupos de pesquisadores têm desenvolvido técnicas de conversão de motores do ciclo Diesel para o ciclo Otto (Ottolização), através de procedimentos simples, de baixo custo e com a possibilidade de reversão para o diesel, necessária em certas ocasiões. Como resultado, as características originais de um motor de Ignição por Compressão, ICO, passam a ser as de um motor de Ignição por Centelha, ICE. Inicialmente, estas equipes de conversão voltaram seus interesses para motores, naturalmente aspirados, comprovando a viabilidade econômica da ottolização quando o diesel era substituído por GN, etanol, ou pelo Gás Liquefeito de Petróleo, GLP (JAGUARIBE et al., 2007; QUEIROGA, 2009; FERRAZ, 2010). O surgimento dos turbocompressores nos Motores de Combustão Interna (MCI) permitiu a redução da razão peso/potência, tendo conquistado o mercado como um todo. A turboalimentação aproveita a energia dos gases de exaustão para promover o aumento da pressão de admissão e da massa de ar/combustível admitida nos cilindros, proporcionando assim, um consequente aumento de potência do motor (MARTINS, 2006). Visando o aproveitamento das vantagens da turboalimentação, o setor empresarial brasileiro possui, em sua grande maioria, motores Diesel com essa característica, empregados na geração de energia elétrica. Esses fatores fizeram com que os estudiosos da ottolização dirigissem suas atenções para esta classe de motor. Um parâmetro que merece a atenção em qualquer processo de ottolização é a octanagem do combustível. De fato, quanto maior o seu valor, melhor será a resistência do combustível as altas pressões no interior dos cilindros, sem sofrer o indesejado fenômeno da detonação. Este parâmetro é determinante tanto para a obtenção da taxa de compressão, como para os avanços de ignição, mais adequados ao funcionamento de um motor do ciclo Otto. A determinação da taxa de compressão em motores naturalmente aspirados é, de certa forma, mais simples, por existirem pressões fixas na admissão com valores próximos da atmosférica. Já com os motores turboalimentados existe uma maior complexidade devido a natural elevação das pressões de admissão, promovida pela ação do turbocompressor. Dando continuidade aos avanços já realizados no domínio da conversão de motores a diesel, este estudo busca identificar os fatores limitantes das potências nos motores

22 20 turboalimentados ottolizados para GN, para estes funcionando em condições de operações consideradas favoráveis aos maiores desempenhos. Na adequação das condições de trabalho fez-se escolha pelos seguintes parâmetros: taxa de compressão, ângulos de avanço de ignição, níveis de temperatura de exaustão e de pressão de admissão, tendo-se escolhido como combustível de flexibilização o gás natural e para os testes o motor a diesel Perkins, modelo 1104C-44TAG2, turboalimentado, com aftercooler e potência (standby) de 112,4 kw (a 1800 rpm). Um dinamômetro com freio hidráulico de até 500 cv, um analisador de gases e um medidor de vazão volumétrica de GN, constituíram os principais aparatos necessários ao levantamento de dados. Este trabalho foi, ainda, consubstanciado por uma análise energética global, através da qual se evidenciou o aproveitamento da energia do combustível para a realização de trabalho e as perdas do processo. A estrutura desta tese foi dividida em capítulos para apresentação do seu conteúdo. Além do Capítulo I em que se expõe a Introdução e os objetivos deste trabalho, encontra-se na sequência o Capítulo II, apresentando uma revisão bibliográfica relacionada à ottolização de motores e aos estudos feitos em motores através de análises energéticas. Já o Capítulo III trata da fundamentação teórica, onde são discutidos os principais parâmetros e características dos motores de combustão interna, bem como, os conceitos termodinâmicos essenciais à análise energética proposta. No Capítulo IV são descritos as considerações termodinâmicas e os equacionamentos utilizados para os cálculos do balanço energético do motor Perkins ottolizado. No Capítulo V, é demonstrada a técnica de ottolização do motor Perkins para GN. No Capítulo VI é apresentado o aparato experimental, bem como a metodologia adotada nos ensaios realizados no motor convertido para GN. No Capítulo VII são apresentados e discutidos os resultados dos experimentos feitos no motor Perkins e, por fim, o Capítulo VIII, expõe as conclusões gerais obtidas ao longo da realização deste trabalho.

23 21 CAPITULO II REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 2.1 INTRODUÇÃO Neste Capítulo são feitas referências às principais publicações técnicas pertinentes à ottolização de motores Diesel e à análise energética realizada em motores de combustão interna nos últimos 14 anos. 2.2 O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL Com a crescente preocupação dos impactos que a utilização de motores a diesel acarreta ao meio ambiente, vários esforços vêm sendo realizados por engenheiros e estudiosos do assunto, ao longo das últimas décadas, para promoverem a substituição total, ou parcial desse combustível. Dasappa (2001) discutiu os principais fatores que influenciam a produção de energia a partir de um motor a gás para prever a potência e a eficiência térmica em um motor a diesel convertido para funcionar com diversos combustíveis gasosos. Os principais fatores tratados foram o poder calorífico do gás e a taxa de compressão do motor, levando em consideração algumas relações empíricas disponíveis a partir da literatura. Foram realizados estudos de caso para diferentes combustíveis gasosos com objetivo de se verificar esta influência na eficiência e na potência de saída do motor convertido. O autor verificou que a redução da taxa de compressão no processo de conversão do motor leva a uma consequente queda em sua eficiência térmica. Especificamente, para um motor turboalimentado, a diesel, fabricado pela Greaves, modelo TB232, o autor averiguou que existe uma perda na potência máxima após sua conversão para funcionar com GN, biogás ou gás produzido por gaseificação, chegando a 8,1 %, 50,5 % e 54,3 % respectivamente.

24 22 Dasappa et al. (2003) ottolizaram um motor RB-33 a diesel para operar com gás produzido por gaseificação de bioresíduos. Através dos resultados dos testes, verificou-se que o motor convertido operando com taxa de compressão de 17:1 entrega uma potência de 20 kw com uma eficiência de 30,7 %, enquanto que o motor original a diesel alcança 24 kw de potência com 33 % de eficiência. Constataram, ainda, que a potência de saída e a eficiência diminuem com a redução da taxa de compressão, chegando-se a uma potência máxima de 17,6 kw com uma eficiência de 27,5 % ao se trabalhar com uma taxa de 11,5:1. Conceição (2006) estudou a viabilidade técnica, econômica e ambiental da inserção do gás natural veicular em frotas do transporte coletivo urbano originalmente a diesel. Neste estudo um motor de um ônibus urbano fabricado pela Mercedes Benz, modelo OM 366 LA, a diesel, foi convertido para operar com gás natural na cidade de Porto Alegre. A ottolização foi promovida pela empresa Tomassetto Achile da Argentina. Os resultados sinalizaram benefícios ambientais e econômicos, como: a redução dos gastos com combustível e a diminuição do ruído interno do veículo, com benefício para os ocupantes. Semin et al. (2009) propuseram a otimização da eficiência térmica de um motor Diesel convertido para trabalhar com gás natural, através de modificações no seu sistema de alimentação. Foi avaliado um sistema multiponto de alimentação por bicos injetores de gás e verificou-se que os bicos que possuíam multifuros ofereciam maior uniformização da mistura ar/gás do que aqueles com um único furo, gerando assim, ganhos de potência e de eficiência térmica ao motor. Avaliaram, também, que a posição da vela de ignição e a geometria dos pistões influenciam diretamente na eficiência térmica dos motores que utilizam este sistema de alimentação. Gutiérrez (2011) realizou um estudo teórico-experimental de desempenho de um motor Diesel, Scania, de 6 cilindros, ottolizado para trabalhar com gás natural. Foi desenvolvido um modelo termodinâmico para um ciclo fechado, baseado na Primeira Lei, objetivando o estudo do desempenho do motor convertido. Para representar o comportamento da mistura de gases no interior do cilindro foram usadas duas abordagens: A Equação dos Gases Ideais e a Equação dos Gases Reais de Van Der Waals. O modelo computacional desenvolvido foi validado através de ensaios experimentais. Com o objetivo de diminuir os custos da ottolização em motores a diesel, utilizando mão de obra e peças nacionais, pesquisadores do LTE e do LI vêm promovendo diversos estudos com resultados significativos, como os de:

25 23 Rumão (2008) realizou a conversão de um motor MWM D229-4, naturalmente aspirado, para funcionar apenas com gás natural. Em seus testes, simulou-se uma situação industrial de um grupo gerador funcionando em um chão de fábrica (motor com rotação fixa de 1800 rpm acoplado a um gerador elétrico). No estudo foi concluído que a substituição do diesel pelo GN permite uma economia, em termos de custos com combustível, que varia de 36% a 52%, a depender da carga solicitada ao gerador. Foi observado, também, que a ottolização proporciona ao motor ganho de potência, redução dos níveis de ruído e de emissão de poluentes. Queiroga (2009) converteu um motor MWM D229-6, naturalmente aspirado, para operar com etanol. Os resultados foram obtidos com o motor ottolizado acoplado a um gerador elétrico e funcionando com rotação de 1800 rpm. O autor verificou que houve redução da potência máxima em 27 %, com relação ao motor original. Foi verificada também, uma economia com a troca de diesel pelo etanol, de 9,51 %, para o motor funcionando a 73% da sua potência máxima original. Com relação aos níveis de ruído, a configuração ottolizada promoveu uma redução de até 1,2 db em relação ao motor original. Oliveira (2009) converteu o mesmo motor MWM D229-4, para que operasse com GLP. Todos os testes foram realizados em condições semelhantes aos de Rumão (2008), e os resultados demostraram que este tipo de conversão proporciona, ao motor, ganhos de potência em torno de 14 %. Foi constatada, ainda, a possibilidade de se ter uma economia, em custo com combustível, de até 15 %, e uma redução de 8 db na intensidade do ruído, em relação ao motor Diesel original. Ferraz (2010), objetivando ampliar as perspectivas de ottolização em motores Diesel, converteu um motor naturalmente aspirado, com a particularidade de possuir bicos internos à tampa do cabeçote. O objeto do estudo foi um motor Mercedes OM-366 que após ter sido convertido e exposto a alguns ensaios, permitiu um aumento de potência de, aproximadamente, 13 % em relação à configuração original a diesel. O motor convertido apresentou vantagem econômica, com gastos em combustível, em comparação com o original, quando operou com cargas acima de 53 kw (80% da potência máxima). Ampliando a aplicação do processo de ottolização, Oliveira (2012) converteu um motor Diesel turboalimentado da Perkins para operar apenas com GLP. Após a conversão, o motor foi testado com três sistemas de alimentação distintos: 1. Sistema com injeção eletrônica multiponto; 2. Sistema com misturador e controle mecânico; 3. Sistema com misturador e controle eletrônico PID. Em cada sistema foram analisados os consumos, as potências, as emissões dos gases de escape e as temperaturas e pressões nos sistemas

26 24 auxiliares do motor. Através de balanços energéticos e exergéticos verificou-se que os dois sistemas com misturador apresentaram desempenhos semelhantes e superiores ao injetado. Considerando-se a necessidade dos produtores de cana-de-açúcar de utilizarem motores robustos, Queiroga (2012) ottolizou um motor Diesel turboalimentado fabricado pela Perkins, para funcionar com etanol hidratado. O estudo levou em conta a necessidade de se obter valores de taxa de compressão e de avanço de ignição adequados aos motores turboalimentados movidos a etanol, uma vez que as correspondências usuais desses parâmetros diferem daquelas dos motores naturalmente aspirados. O autor elaborou um modelo matemático a partir de correlações existentes na literatura especializada e através de ensaios realizados com o motor convertido na taxa de compressão de 9,3:1, mostrou que o modelo proposto conseguiu reproduzir de forma satisfatória os dados reais de potência e de rendimento indicados. Com o objetivo de estudar a geração de eletricidade usando um sistema composto por um gaseificador de biomassa e um grupo gerador, Rumão (2013) ottolizou um motor a diesel da MWM D229-4, taxa de compressão de 17:1, para funcionar com gás pobre. A alimentação do motor foi realizada através de um gaseificador de biomassa que forneceu o gás pobre (com dois diferentes tipos de rejeitos de madeira) para o seu funcionamento. O motor foi testado com diferentes ângulos de avanço de ignição. A potência elétrica produzida com a biomassa residual chegou a 26 kwe com consumo específico de 0,838 kg/kwe.h. Em termos comparativos, um sistema semelhante funcionado com um motor dual (diesel/gás pobre) no IPT de São Paulo, chegou a potência máxima de 20 kwe com um consumo de biomassa igual a 0,900 kg/kwe.h. Foi concluído que o uso da energia da biomassa através do gás pobre em motores ottolizados é uma opção energética viável para geração de energia elétrica, sendo viável, principalmente se a biomassa advém de rejeitos. 2.3 A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA Ajav et al. (2000) realizaram um estudo de aproveitamento energético de um motor a diesel de 10 hp, monocilíndrico, operando de forma dual com etanol. Os testes foram realizados com o motor funcionando com diesel puro e com a adição de etanol variando entre 5% e 20%. O motor foi acoplado a um dinamômetro hidráulico, operando com rotação fixa de 1500 rpm. Com o auxílio de sensores de temperatura e de medidores de fluxos de ar, de combustível e de água de arrefecimento, foi mensurada a quantidade de energia utilizada para

27 25 o fornecimento de trabalho de eixo, bem como as energias perdidas na água de arrefecimento, nos gases de escape e através da radiação. Os autores verificaram que a potência útil do motor aumenta com a adição de etanol ao diesel. Este resultado é uma consequência do arrefecimento da mistura, ar/combustível, provocado pelo etanol e pelo fato de sua combustão ser mais eficiente do que a do diesel. Observou-se, também, que a temperatura dos gases de escape e a temperatura do óleo de lubrificação foram menores quando da adição do etanol. Yüksel et al. (2003), através de análises energéticas, investigaram os efeitos da adição de hidrogênio na admissão de um motor de quatro cilindros operando com gasolina. Foram verificadas: a eficiência do motor, as perdas de calor através dos gases de escape e da água de arrefecimento. Os ensaios foram realizados com o motor funcionando de 1000 rpm a 4500 rpm, com gasolina pura e com a adição de três valores diferentes de fluxo mássico de hidrogênio: 0,129 kg/h; 0,168 kg/h e 0,208 kg/h. Durante os ensaios, cargas foram impostas ao motor por um dinamômetro hidráulico e os resultados mostraram que a introdução de hidrogênio no motor a gasolina diminui as perdas de calor para a água de arrefecimento. Esta suplementação faz o consumo específico de combustível diminuir, aumentando o rendimento térmico do motor, contudo, a sua potência máxima é reduzida. Taymaz (2005) realizou um balanço de energia, em um motor Diesel turboalimentado, para a análise da influência de um isolamento cerâmico, feito na face dos pistões e das válvulas, no desempenho deste motor. O isolamento teve por objetivo a redução do calor rejeitado no processo de combustão para água de arrefecimento. Para que essa quantificação fosse realizada, dados de temperatura e de fluxos mássicos de ar e de combustível foram coletados. Para a realização dos testes o motor, acoplado a um dinamômetro hidráulico, operou com diferentes condições de cargas e de velocidades e os resultados indicaram que o aumento da temperatura de combustão provocado pela aplicação da camada isolante pode aumentar a potência útil em 32% a 34 % (em 50 % da carga total) e em 37% a 38 % (em 80 % da carga total). Com a utilização do isolamento, verificou-se também, uma redução na energia dissipada pela água de arrefecimento e um aumento na energia perdida nos gases de exaustão. Özcan et al. (2006) realizaram um estudo da influência da injeção de água em um motor movido a GLP. Com o auxílio de um dinamômetro hidráulico, o motor foi testado em diversas condições de velocidade e de nível de injeção de água na mistura ar/gás. Através dos dados captados por medidores de fluxo e por sensores de pressão e de temperatura inseridos em pontos específicos do motor, pôde-se realizar um balanço térmico global do motor. O balanço térmico levou em consideração as principais transformações da energia química do combustível em um motor de combustão interna, como: Potência útil gerada, energia perdida

28 26 na água de arrefecimento e energia perdida nos gases de exaustão. Os resultados mostraram que a potência útil e a eficiência do motor crescem na medida em que se aumenta o nível de injeção de água na admissão. O autor verificou, ainda, que tanto a temperatura dos gases de exaustão como a temperatura interna dos cilindros diminuem com a adição de água. Com o objetivo de se reduzir o uso do diesel em motores, Wallace (2007) converteu um motor fabricado pela Cummins, a diesel, para operar com biodiesel B100. Fazendo uso da análise energética, pôde comparar o desempenho deste motor a diesel operando com seu combustível original e com biodiesel. Nos testes experimentais foram captados os dados de transformação da energia do combustível em potência do motor e em energia perdida na refrigeração do motor, na saída dos gases de escape, por radiação e pelo óleo de lubrificação do motor. Foi constatado que a energia de entrada de biodiesel obteve a seguinte distribuição: 37,4 %; 31,1 % e 29,6 % para o arrefecimento do motor, para os gases de escape e para a potência, respectivamente. Para o motor operando com diesel, o balanço energético se desenvolveu da seguinte forma: 37,5 %; 31,4 % e 29,2 % para as áreas de arrefecimento, de exaustão e de potência, respectivamente. As perdas por radiação e para o óleo ficaram em torno de 2 %, em ambos os casos. Ciniviz (2010) realizou uma investigação, através de análises energéticas, do efeito de um revestimento cerâmico na superfície das válvulas e dos pistões de um motor Mercedes Benz a diesel, turboalimentado, funcionando em duas condições distintas: com 100 % de óleo diesel e com uma mistura de 90% de diesel e 10% de etanol. Através dos testes realizados pôde-se constatar que o isolante provoca redução na transferência de calor para o fluido de arrefecimento do motor de 15%, utilizando-se o diesel, e de 22% quando se utiliza a mistura diesel/etanol. O autor verificou, ainda, que a elevação na temperatura dos gases de escape na entrada da turbina, proporcionada pelo isolamento, gera um aumento 2 % na potência máxima do motor funcionando com o diesel. Já para motor operando com a mistura diesel/etanol, o uso do isolante proporcionou uma redução na potência do motor de 22,5 %, estando este fato relacionado com o baixo poder calorífico do etanol. Sorathia et al. (2012) verificaram, através de análises energéticas, o comportamento de um motor Diesel, monocilíndrico, naturalmente aspirado, funcionando com óleo diesel e com uma mistura diesel/biogás. O motor foi acoplado a um gerador elétrico e ensaiado com rotação fixa. Foram realizadas medições de temperatura e dos fluxos de ar e de combustível para cada carga imposta. Desta forma, os saldos de energia foram determinados para a apreciação do desempenho do motor operando com óleo diesel e com diesel/biogás. Os estudos apontaram que a eficiência térmica do motor diminuía com o aumento da proporção

29 27 de biogás, chegando a 27,50 %. Já o motor operando com diesel obteve eficiência de 28,25 %. Foi observado, também, que o motor operando na forma dual (Diesel/biogás) emitiu menos monóxido de carbono e hidrocarbonetos não queimados, no sistema de escape, tendo este fato sido atribuído a uma melhor queima com o uso do biogás na câmara de combustão. Sabendo-se que os resultados obtidos com as pesquisas de motores Diesel ottolizados, no LTE e no LI, demonstraram ser promissores e que existe pouca literatura relacionada à ottolização de motores turboalimentados, uma das contribuições do trabalho proposto foi a de avaliar os principais parâmetros que afetam o aumento de potência nestes tipos de motores, operando com GN. Neste contexto, foram examinadas, através de análises energéticas, as perdas de energia ocorridas no sistema e que poderão ser minimizadas através de possíveis intervenções e modificações estruturais.

30 28 CAPÍTULO III FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA 3.1. INTRODUÇÃO Neste Capítulo são descritos, inicialmente, os elementos conceituais necessários ao entendimento da conversão de um motor Diesel para GN, levando em consideração os parâmetros e as características de funcionamento dos motores dos ciclos Diesel e Otto, sendo finalizado com os conceitos termodinâmicos pertinentes ao estudo proposto. 3.2 PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA Segundo Martins (2006), define-se máquinas térmicas como aquelas que transformam energia térmica em energia mecânica útil. A energia térmica provém da combustão de uma mistura combustível/comburente, liberando-se deste modo, a energia química do combustível. Do ponto de vista termodinâmico, Van Wylen et al. (2010), definem motor térmico como um sistema que opera segundo um ciclo, realizando trabalho líquido positivo e trocando calor líquido positivo. Ou seja, uma máquina térmica pode ser definida como um dispositivo que, operando sob um ciclo termodinâmico, realiza trabalho líquido positivo a custa de transferência de calor de um corpo em temperatura elevada para um corpo em temperatura baixa. Frequentemente a denominação máquina térmica é usada num sentido mais amplo para designar todos os dispositivos que produzem trabalho através da troca de calor ou combustão, mesmo que o dispositivo não opere segundo um ciclo termodinâmico. O MCI é um exemplo desse tipo de dispositivo e a denominação de motores térmicos é aceitável nestes casos. Nos motores de combustão interna o combustível e o ar necessários à combustão, se misturam, efetuando a queima dentro do cilindro do motor. Após a queima, a liberação da

31 29 energia faz elevar a temperatura da mistura provocando a expansão dos gases e, assim, realizando trabalho. Apesar do MCI operar segundo um ciclo aberto (admissão, compressão, combustão/expansão e exaustão), nas análises destes motores é vantajoso concebê-los operando em ciclos fechados que se aproximem dos ciclos abertos. Uma das aproximações é o ciclo padrão de ar. Como exemplos de ciclos padrões de ar têm-se: ciclo padrão Diesel e o ciclo padrão Otto. Os motores alternativos são classificados, ainda, de acordo com seu tipo de ignição e podem ser por compressão (ICO) ou por centelha (ICE). Devido às propriedades químicas do diesel, nos motores que utilizam este combustível a ignição se dá por compressão, ou seja, o pistão comprime apenas o ar e com a injeção do diesel a alta pressão e temperatura acontece a autoignição do combustível (MORAN, SHAPIRO, 2008). Nos motores do ciclo Otto (a gasolina, a gás, etc.) o pistão admite e comprime uma mistura ar/combustível que necessita de uma energia extra para provocar uma temperatura suficientemente alta para o início da combustão. Assim, a ignição dessa mistura se dá por uma centelha elétrica advinda de uma vela de ignição (PENIDO F., 1991) Ciclo padrão a ar Diesel Para a análise do ciclo padrão a ar Diesel são feitas considerações para as transformações termodinâmicas do fluido de trabalho, onde todos os processos são ideais. A representação gráfica desse ciclo, em motores naturalmente aspirados, pode ser observada através do seu gráfico P-v (Pressão x volume), ver Fig. (3.1).

32 30 Figura 3.1 Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002). As transformações termodinâmicas da Fig. (3.1) são: Processo 1-2, compressão isoentrópica ou com entropia constante (s = c), onde o ar é comprimido de forma adiabática e reversível; Processo 2-3, fornecimento de calor a pressão constante (isobárica). Processo 3-4, expansão adiabática e reversível (isoentrópica). Os gases de combustão se expandem realizando trabalho (tempo motor). Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui a descarga dos produtos de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar. Sabe-se que, na prática, os processos de compressão e de expansão em um motor a diesel não ocorrem isoentropicamente, nem o fornecimento e a rejeição de calor a pressão constante, portanto o ciclo diesel próximo do real, levando-se em consideração as perdas de calor e de trabalho por atrito, passa a ter uma forma diferente daquela típica do ciclo ideal, ver Fig. (3.2).

33 31 Figura 3.2 Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte: Giacosa (1986). Verificam-se, na Fig. (3.2), as regiões inerentes às perdas em um ciclo Diesel real, onde a região D está representando as perdas de pressão, nos processos de admissão e exaustão, na B, as do processo de ignição, relacionadas com a combustão não instantânea e à dissociação do combustível no processo de combustão. Na região A, as perdas acontecem na expansão e são provocadas pela troca de calor do fluido de trabalho com a parede dos cilindros devido à ação do sistema de arrefecimento do motor, enquanto as ocorridas em razão da abertura antecipada da válvula de exaustão são demonstradas na região C. Observando-se a Fig. (3.2) percebe-se como se dá o funcionamento de um motor Diesel real, naturalmente aspirado, que corresponde à seguinte descrição: Com a válvula de admissão aberta, inicia-se o processo de admissão do ar com o movimento descendente do pistão até o Ponto Morto Inferior (PMI), onde tal fluido se encontra à pressão próxima da atmosférica. Na sequência, o pistão inicia o movimento ascendente ao Ponto Morto Superior (PMS) e a válvula de admissão fecha-se. O ar admitido é comprimido pelo pistão até a posição correspondente ao momento de injeção de diesel, que ocorre um pouco antes do pistão atingir o PMS. O processo de combustão é iniciado, acompanhado da compressão da mistura, a qual se compõe de gases, parcialmente, queimados

34 32 e outros prestes a entrarem em combustão. Após o pistão atingir o PMS, ele inicia seu retorno ao PMI (O processo de combustão é finalizado em uma posição logo após o PMS). Este adiantamento da injeção de diesel se dá para que o pico máximo de pressão ocorra quando o pistão estiver em seu movimento descendente e o mais próximo do PMS. Com a combustão, os gases são expandidos impulsionando o pistão em direção ao PMI, realizando o trabalho útil do motor. A válvula de escape abre-se antes do pistão atingir o PMI, iniciando-se, assim, o processo de exaustão dos gases de combustão, que é finalizado com o movimento ascendente do pistão até o fechamento da válvula de escape, caracterizando o início de um novo ciclo Ciclo padrão ar Otto Segundo Van Wylen et al. (2010), o ciclo padrão a ar Otto é um ciclo ideal que se aproxima de um motor ICE. A análise desse ciclo, em motores naturalmente aspirados, pode ser feita observando-se a Fig. (3.3). Figura 3.3 Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002). As transformações termodinâmicas observadas na Fig. (3.3) são: Processo 1-2, compressão reversível e adiabática (isoentrópica); modela e substitui a compressão da mistura ar/combustível;

35 33 Processo 2-3, adição de calor a volume constante; substitui e modela a combustão da mistura ar/combustível; Processo 3-4, expansão reversível e adiabática (isoentrópica), substitui e modela o processo de expansão dos produtos de combustão com realização de trabalho; Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui e modela a exaustão dos produtos de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar/combustível. Na prática, os processos em um motor de ciclo Otto não são ideais, ou seja, não ocorrem isoentropicamente e a volume constante. Portanto, o ciclo Otto, próximo do real, possui uma forma diferente daquela apresentada pelo ciclo ideal e essas diferenças se assemelham, em alguns pontos, daquelas observadas entre o ciclo real e o teórico Diesel, ver Fig. (3.4). Figura 3.4 Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte Giacosa (1986). Verificando-se a Fig. (3.4) fica notório o efeito de algumas perdas existentes em um ciclo Otto real, diferenciando-o, assim, do ciclo ideal. Na região D estão demonstradas as perdas de pressão que acontecem nas etapas de admissão e de descarga, no ciclo real. Já na

36 34 região B estão representadas as perdas, no processo de ignição, relacionadas com a combustão não instantânea e com a dissociação do combustível em elementos como CO, O, CO 2 e H 2. As perdas ocorridas devido à troca de calor do fluido de trabalho com as paredes do cilindro correspondem à região A e a C congrega as perdas, que ocorrem devido à abertura antecipada da válvula de descarga, pois, no ciclo teórico a abertura dessa válvula é considerada instantânea e no ciclo real ela se abre antes do pistão atingir o PMI. O funcionamento de um motor Otto real, naturalmente aspirado, assemelha-se, em alguns pontos com o de um motor Diesel: O tempo de admissão é semelhante ao dos motores Diesel, diferindo apenas no que diz respeito à aspiração, neste caso, aspira-se uma mistura ar/combustível. No tempo de compressão, comprime-se a mistura e a combustão é provocada por uma centelha elétrica através de uma vela de ignição, antes do pistão atingir o PMS. Com a ocorrência da centelha a combustão da mistura acontece, provocando a expansão dos gases e a exaustão dos gases se dá do mesmo modo do que a dos motores Diesel Motores turboalimentados do ciclo Otto Segundo Martins (2006), uma das formas de se elevar a potência de um motor é pelo aumento da quantidade de ar/combustível admitido em cada ciclo. Esse aumento pode ser conseguido elevando-se a pressão na admissão do motor. A energia empregada neste procedimento advém, muito das vezes, da entalpia dos gases de escape, empregando-se um turbocompressor. O turbocompressor possui um par de rotores axiais, fixado em um único eixo, que opera, de um lado, como turbina e do outro como compressor. Os gases de escape ao passarem entre a seção de entrada e a de saída da turbina giram tanto o rotor da turbina como o do compressor. A mistura ar/combustível ao ser admitida na entrada do compressor é comprimida a pressões acima da atmosférica, fazendo com que seja possível adicionar mais massa de mistura ao volume do cilindro, aumentando a potência do motor. Através da Fig. (3.5) é possível visualizar um esquema geral de turboalimentação em motores de combustão interna do ciclo Otto.

37 35 Figura 3.5 Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003). Pulkrabek (2003) expõe e discute um teste realizado em um motor do ciclo Otto fabricado pela empresa General Motors. Ali foram levantadas algumas curvas, evidenciando os efeitos que a turboalimentação provoca na pressão interna do cilindro, ver Fig. (3.6). Figura 3.6 Comparação entre gráficos P-v, em um cilindro de um motor do ciclo Otto real, sob diferentes condições de pressão de admissão. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003).

38 36 Através das curvas expostas na Fig. (3.6), Pulkrabek (2003) observou que ao se aumentar a pressão de admissão de 50, 2 kpa para 75,0 kpa, por ação de um turbocompressor, provoca-se a elevação do pico de pressão no cilindro, com o consequente ganho de potência. Por outro lado, há que se levar em consideração que a elevação da pressão da mistura ar/combustível a ser admitida eleva, também, a sua temperatura podendo causar a sua ignição espontânea, ou seja, uma ignição antes da ocorrência da centelha da vela. De uma forma geral, para melhorar os efeitos da turboalimentação nos motores, adiciona-se após o turbocompressor um equipamento de arrefecimento da mistura, denominado de aftercooler. Este trocador de calor, além de minimizar a possibilidade de ignição espontânea da mistura, através da redução da temperatura, contribui para adensar a sua massa no interior dos cilindros, aumentando-se a quantidade admitida e, consequentemente, a energia introduzida na etapa de admissão do motor. Na maioria dos casos, este trocador de calor fica junto ao radiador e recebe a ventilação do ar proveniente da hélice do eixo motor para a refrigeração da mistura ar/combustível. Todavia, visando-se aumentar a eficiência de refrigeração da mistura, alguns motores utilizam aftercoolers com resfriamento por água Taxa ou razão de compressão Como discutido em seções anteriores, pode-se destacar nos motores ICO, a autoignição como sendo um processo natural na combustão do diesel. Em contrapartida, nos motores ICE, a combustão é iniciada pela centelha de uma vela de ignição. Por outro lado, deve-se observar que a possibilidade do aparecimento da autoignição nos motores ICE, muitas vezes gerada pela presença de pontos quentes ou de pressões superiores àquelas consideradas ideais para o combustível utilizado, pode ser prejudicial ao rendimento deste tipo de motor (TAYLOR, 1998). O entendimento de que a escolha de um combustível está associada a uma pressão de trabalho, com valores máximos, bem determinados, de compressão da mistura ar/combustível, no caso do motor ICE, ou do ar, no ICO, leva a definição da taxa de compressão. Assim, a partir destas considerações define-se taxa, ou razão, de compressão como sendo a relação entre o volume deslocado (V d ) pelo pistão na etapa de admissão (partindo do PMS ao PMI) e o volume comprimido na câmara de combustão (V cc ), ver Fig. (3.7). O cálculo deste parâmetro é mostrado pela Eq. (3.1).

39 37 Figura 3.7 Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006). Na Figura 3.7, o parâmetro geométrico C representa o curso total do pistão e o D" indica o seu diâmetro, que nas análises de motores, geralmente, é considerado como sendo o mesmo diâmetro do cilindro. Já o e o R representam o ângulo e o raio de manivelas em motores cilindrados, respectivamente, e o parâmetro L se refere ao comprimento da biela. ( ) (3.1) Onde: ( ) (3.2) Fator lambda (λ) Em um processo de combustão eficiente, a energia do combustível liberada no processo de combustão deve ter o máximo aproveitamento, e isto ocorre quando a razão ar/combustível é bem estabelecida. Para se avaliar a eficiência da queima, pode-se fazer uso

40 38 de um parâmetro denominado de fator λ, definido como sendo a razão entre a relação ar/combustível real e a estequiométrica 1 (teórica), ver Eq. (3.3) (OBERT, 1971). ( ( ar ar ) ) (3.3) Através deste fator pode-se apreciar a condição da mistura em um motor de combustão interna como sendo: i) = 1, a mistura é considerada ideal, ou seja, o seu valor é igual ao da estequiométrica; ii) < 1, diz-se que a mistura é rica, ou seja, há excesso de combustível no processo de combustão; iii) > 1, tem-se uma mistura pobre, isto é, existe excesso de oxigênio na combustão. A mistura rica, por gerar uma queima incompleta do combustível, promoverá um aumento de consumo, no motor, além de formar depósitos de carbono na câmara, nos anéis, nas válvulas e nos eletrodos das velas de ignição. Já em uma mistura pobre, devido ao excesso de oxigênio, a temperatura da chama gerada será muito alta e poderá provocar um superaquecimento nos componentes do motor, principalmente nas válvulas de descarga, podendo provocar a sua queima (PENIDO, 1991). A Figura 3.8 mostra a influência da relação de mistura na emissão de alguns poluentes emitidos por um motor do ciclo Otto movido à gasolina. 1 Para que ocorra a combustão completa dos elementos que constituem o combustível necessita-se de uma quantidade mínima de ar para que estes elementos se oxidem, a qual é denominada de ar teórico.

41 39 Figura 3.8 Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte: Martins (2006). Pode-se observar na Fig. (3.8) que o enriquecimento da mistura eleva os níveis de emissão de monóxido de carbono, CO, e dos hidrocarbonetos, HC, não queimados na combustão. Percebe-se, também, que a emissão de óxidos de nitrogênio, NO x (NO 2 + NO) diminui para misturas pobres e ricas, tendo o seu valor máximo para uma região um pouco acima da estequiométrica, ou seja, com um baixo nível de pobreza da mistura. Um fator a ser levado em consideração é que nos motores do ciclo Otto o quociente NO 2 / NO é muito baixo, sendo o NO 2 geralmente desprezado nos cálculos de balanço térmico (MARTINS, 2006). A Figura 3.9 mostra as curvas de NO e de NO 2, em função da relação de mistura ar/combustível de um motor a gasolina, expondo, ainda, o grau de concentração destes elementos.

42 40 Figura 3.9 Gráfico de emissão de NO e de NO 2 no escape de um motor a gasolina, em função da relação de mistura ar/combustível. Fonte: Martins (2006) Poder calorífico de um combustível O poder calorífico de um combustível define o seu poder energético, ou seja, é a quantidade de energia interna que o combustível possui e pode ser transferido em forma de calor durante o processo de combustão. A sua determinação é feita através de ensaios normalizados, onde uma massa conhecida de combustível é totalmente queimada com ar e o calor liberado no processo de combustão é captado por um calorímetro, sendo ainda, todos os produtos gerados na combustão, resfriados até a temperatura inicial dos reagentes. Através destes ensaios e sabendo-se que, de uma forma geral, a queima de combustíveis gera água em seus produtos, chega-se a classificação do poder calorífico em: Poder Calorífico Superior (PCS) e Poder Calorífico Inferior (PCI). O PCS é a quantidade de calor liberado durante a combustão de uma unidade combustível com a correspondente quantidade de ar estequiométrico, onde a água gerada se encontra no estado líquido. O PCI difere-se do anterior, pelo fato da água gerada na combustão se encontrar em forma de vapor (HEYWOOD, 1988). A Tabela 3.1 exibe os valores de poder calorífico superior e inferior de as substâncias que compõe o gás natural.

43 41 Tabela 3.1 PCI e PCS dos elementos constituintes do GN. Elemento Fórmula PCS (kj/kg) PCI (kj/kg) Metano CH Etano C 2 H Propano C 3 H Dióxido de Carbono CO Nitrogênio N Fonte: Moran e Shapiro (2002) Avanço de ignição Segundo Martins (2006), o princípio da combustão deve acontecer com certo avanço (antes do PMS) para que se obtenha o máximo torque no eixo de manivelas do motor e, consequentemente, uma maior potência. Nos motores do ciclo Otto, este início é promovido pela centelha de uma vela de ignição e este momento deve ser escolhido de maneira que se obtenha o valor máximo de pressão logo após o PMS, proporcionando uma maior eficiência ao motor. Desta forma, ao se avançar o instante da ignição, o trabalho realizado pelo pistão no seu movimento de ascensão (antes de PMS) vai sendo maior. Contudo, a partir de certo ponto, aumentar o avanço de ignição resulta em uma redução do torque no eixo de manivelas do motor, pois, haverá um aumento excessivo da pressão durante a subida do pistão, reduzindo, assim, a sua componente útil. Avanços excessivos podem gerar, também, o indesejado efeito da detonação do combustível (knock) que é fator prejudicial ao rendimento e aos componentes do motor. A Figura 3.10 mostra as curvas de pressão, em função do ângulo de manivela, θ, em um motor do ciclo Otto, monocilíndrico apresentadas por Heywood (1988).

44 42 (a) (b) (c) Figura 3.10 Gráfico P- θ para os ciclos com: (a) combustão normal, (b) detonação leve e (c) detonação forte. Fonte: Adaptado de Heywood (1988). As curvas dos ensaios apresentados por Heywood (1988) e observadas nas Fig. (3.10a) e (3.10b), foram geradas para as mesmas condições avanço de ignição (28º). No início dos ensaios, no motor monocilíndrico, não houve o surgimento da detonação de combustível, com registros normais nas pressões internas ao cilindro, ver Fig. (3.10a). Após alguns ciclos de funcionamento houve o aparecimento do efeito da detonação, demonstrado pela amplitude das flutuações de pressão, ver Fig. (3.10b). Com o aumento do ângulo de avanço de ignição para 32º houve um acréscimo na amplitude das oscilações de pressão e estas flutuações começaram a produzir um ruído metálico agudo chamado de "batida de pino", ver Fig. (3.10c) Eficiência volumétrica Durante a fase de admissão, o pistão ao se deslocar do PMS ao PMI aspira certa quantidade de ar ou de mistura ar/combustível. Se esta aspiração fosse perfeita, todo o espaço liberado pelo pistão seria imediatamente ocupado pelo fluido de trabalho. Contudo, isto não ocorre devido a alguns fatores como: tempo de abertura das válvulas, temperatura do fluido, rotação do motor, inércia da mistura, etc. Define-se eficiência volumétrica como sendo a relação entre a quantidade de ar ou de mistura ar/combustível que entra no cilindro do motor em seu ciclo de admissão e o máximo valor teórico que caberia em seu interior (PENIDO, 1991). A eficiência volumétrica pode ser expressa pela Eq. (3.4).

45 43 (3.4) Onde: ṁ é a vazão mássica do ar ou da mistura ar/combustível por unidade de tempo (kg/s); ρ é a massa específica, do ar ou da mistura ar/combustível na admissão do motor (kg/m 3 ). De uma forma geral, os motores naturalmente aspirados possuem eficiência volumétrica com valores entre 75 % e 90 %. Por outro lado, a introdução de turbocompressores nos motores de combustão interna é uma das formas de se aumentar a sua eficiência volumétrica, elevando também, a Pressão Média Efetiva, PME 2, e consequentemente a sua potência. Com o uso deste artifício são obtidas eficiências volumétricas com valores superiores a 100 % (PULKRABEK, 2003) Eficiência térmica Para motores de combustão interna operando em um ciclo real, a eficiência térmica é definida como a relação entre o trabalho real produzido e o valor da energia fornecida pelo combustível no processo de combustão (ÇENGEL e BOLES, 2006; HEYWOOD, 1988), sendo expressa através da Eq. (3.5). (3.5) Onde: ṁ c é a vazão mássica de combustível; PCI é o poder calorífico inferior do combustível; Ẇ é a potência de eixo do motor. 2 Pressão Média Efetiva, PME, é definida como a pressão hipotética constante que seria necessária no interior do cilindro, durante o curso de expansão, para desenvolver uma potência igual à de eixo.

46 44 Existem vários fatores que afetam a eficiência térmica nos motores de combustão interna, tais como: a relação de mistura ar/combustível, o avanço de ignição, o grau de turbulência da mistura, a eficiência volumétrica, a taxa de compressão, etc. Com relação à taxa de compressão, pode-se verificar a sua influência na eficiência térmica de um MCI do ciclo Otto através da Eq. (3.6) e da Fig. (3.11). ( ) (3.6) Onde: r c é a razão, ou taxa de compressão; é o fator relacionado com o coeficiente de expansão adiabática (k): = k - 1. Figura 3.11 Gráfico de eficiência térmica em função da taxa de compressão. Fonte: Heywood (1988). Pode-se inferir, através da Eq. (3.6) e da Fig. (3.11), que o aumento da taxa de compressão em um MCI ocasiona a elevação de sua eficiência térmica. Neste contexto, conclui-se, também, que as menores taxas de compressão praticadas nos motores do ciclo Otto para que se evite o fenômeno da detonação do combustível, implica em menores eficiências quando comparadas às dos motores a diesel. Segundo Martins (2006), as

47 45 eficiências térmicas verificadas nos motores naturalmente aspirados, em condições de plena carga, são de 25% a 35% para os motores do ciclo Otto e de 30% a 45% para os motores Diesel. Por outro lado, há que se observar que a eficiência térmica dos motores turboalimentados são maiores que aquelas observadas nos motores naturalmente aspirados de mesma potência. Este fator tem relação com aumento da eficiência volumétrica proporcionada pelo turbocompressor que permite que o motor desenvolva uma mesma potência que um naturalmente aspirado de maior tamanho e, sendo o sistema mais leve e/ou menor, reduz-se o atrito entre os componentes, as perdas por bombeamento da mistura ar/combustível e o seu consumo específico (BASSHUYSEN e SHÄFER 2004; BAÊTA, 2006). 3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle A maioria dos processos térmicos de interesse envolvem fluxos mássicos para dentro ou para fora de um equipamento ou instalação como, por exemplo, fluxos de ar e água através de uma torre de resfriamento, ou fluxos de ar e de combustível através de máquinas térmicas (turbinas e motores). Considerando um volume de controle em torno do equipamento, ver Fig. (3.12), deve-se estabelecer um procedimento de análise para considerar e contabilizar tais fluxos. Figura 3.12 Desenho esquemático de um volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos mássicos que o cruzam através da superfície de controle.

48 46 A expressão do balanço de massa pode ser escrita para um dado instante de tempo, t, e para uma dada substância ou espécie química através da Eq. (3.7). (3.7) Onde: é a variação instantânea da massa dentro do volume de controle; é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que entram no volume de controle; é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que abandonam o volume de controle. Uma simplificação pode ser realizada quando a massa contida no volume de controle permanece inalterada com o tempo. Quando isto acontece, diz-se que o processo se encontra em regime permanente e com esta hipótese a Eq. (3.8) se reduz a: (3.8) Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica A Lei da Conservação da Energia se preocupa em contabilizar o balanço de energia sem levar em conta as irreversibilidades do(s) processo(s). Ela estabelece que a energia não pode ser criada, nem destruída, mas permanece constante. A representação de um volume de controle envolvendo um equipamento pode ser vista através da Fig. (3.13).

49 47 Figura 3.13 Volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos de energia associados com os fluxos mássicos e as interações de calor e trabalho com o meio. Utilizando um esquema de balanço semelhante ao de massa, a Lei da Conservação da Energia, para o volume de controle da Fig. (3.13), pode ser escrita através da Eq. (3.9). (3.9) Onde: é a taxa de variação de energia no tempo, do volume de controle; é a taxa líquida de transferência de calor que cruza o volume de controle; é a taxa líquida de energia em forma de trabalho que cruza o volume; é a taxa de escoamento total da energia para dentro da superfície de controle pelo fluxo de massa; é a taxa de escoamento total da energia para fora da superfície de controle por deslocamento de massa. Para processos em regime permanente, o termo da derivada temporal da energia total é nulo e, portanto, a Eq. (3.9) fica:

50 48 (3.10) Balanço de energia em um motor de combustão interna Um balanço térmico, em um MCI, deve envolver as diferentes parcelas de energia convertida nos processos, necessárias à produção do trabalho, inclusive, a própria energia do combustível. Em princípio, portanto, o volume de controle neste caso deverá englobar todo o motor, como mostra a Fig. (3.14). Figura 3.14 Volume de Controle para um motor de combustão interna. Fonte: (MORAN e SHAPIRO, 2002). A análise de um balanço térmico poderá permitir que sejam identificadas as regiões críticas de perdas no sistema. Consequentemente, outros estudos devem ser feitos para que se antevejam as possibilidades de se reduzir a perda de energia, bem como a viabilidade econômica que a introdução de melhorias acarretará. Tal análise começa pela identificação dos termos relacionados no balanço, entendendo que a energia fornecida pelo combustível para a realização de trabalho é calculada a partir dos dados de vazão mássica do combustível e do seu poder calorífico inferior. No caso, a energia fornecida gera as seguintes parcelas: Potência, Ẇ, através do eixo motor, medida com um dinamômetro; Taxa de calor perdida no arrefecimento, arref, através do circuito de refrigeração do motor, usando água, calculável através da vazão do fluido, da sua capacidade calorífica específica e da sua elevação de temperatura;

51 49 Taxa de calor perdida nos gases de escape, gases, que transportam energia sob a forma sensível e sob a forma de produtos não queimados resultantes da combustão incompleta; Outras taxas de calor perdidas, outros, que compreende a energia de arrefecimento do óleo (havendo radiador de óleo) e a convecção e radiação da superfície externa ao motor. Segundo Martins (2006), valores frequentes de dissipação de energia do combustível para condições de plena carga em motores ICE, naturalmente aspirados, encontram-se dispostos como: i) Ẇ: 25% a 35 %; ii) arref: 20% a 35 %; iii) gases: 25% a 45 %; iv) outros: 2% a 6 %. Desta forma, para efeitos de análise da taxa de calor transferido para o ambiente se resumiria nas parcelas de energia perdida: através da água, no arrefecimento do motor e pelos gases de escape Combustão em um MCI Define-se combustão como sendo a reação química na qual um combustível é oxidado, geralmente, com o oxigênio do ar atmosférico. Esta reação promove a liberação de certa quantidade de energia. Dessa forma, ao se analisar sistemas com reações químicas é necessário considerar a energia química envolvida no processo, que está associada com a destruição ou formação de ligações químicas entre átomos (MORAN e SHAPIRO, 2002). O ar atmosférico é uma mistura de inúmeros componentes, mas normalmente considera-se a mistura indicada na Tab. (3.2).

52 50 Tabela 3.2 Composição do ar atmosférico. Elemento Fórmula Volume (%) Massa Molar (%) Oxigênio O 2 20,95 20,95 Nitrogênio N 2 78,09 79,05 Argônio Ar 0,93 - Dióxido de Carbono CO 2 0,03 - Fonte: Martins (2006) Segundo Martins (2006), nos cálculos relacionados aos balanços químicos da combustão, de uma forma geral, considera-se que o ar é composto por 21% de oxigênio e por 79% de nitrogênio. Dessa forma, calcula-se que para cada mol de oxigênio haverá 3,76 moles de nitrogênio. Na combustão completa de um hidrocarboneto com a quantidade de ar teórico, os produtos de tal reação consistem, apenas, em água (H 2 O), dióxido de enxofre (CO 2 ) e nitrogênio (N 2 ). Particularmente, o balanço químico da combustão teórica de 1 kmol de metano (CH 4 ) com ar pode ser observada através da Eq. (3.11). (3.11) Os termos a, b, c e d da Eq. (3.11) representam o número de moles de cada componente da expressão. Na maioria dos casos, a quantidade de ar usada na combustão é maior ou menor do que a quantidade teórica, gerando assim, outros produtos. Os produtos que podem aparecer em uma combustão real são: dióxido de carbono (CO 2 ), água (H 2 O), monóxido de carbono (CO), hidrogênio (H 2 ), nitrogênio (N 2 ), hidrocarbonetos não queimados (HC), etc. (MARTINS, 2006).

53 51 CAPÍTULO IV ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO 4.1 INTRODUÇÃO Neste Capítulo estão expostos os equacionamentos pertinentes à realização das análises de eficiência e das perdas térmicas ocorridas no motor Perkins (objeto de estudo) movido a gás natural, bem como, as restrições associadas a estas análises. 4.2 DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA Para os cálculos do balanço energético realizado no motor Perkins ottolizado, foram utilizados todos os conceitos termodinâmicos apresentados no Capítulo III e as condições de temperatura e de pressão, em pontos estratégicos do motor, serviram de parâmetro para uma melhor avaliação do desempenho do motor, vindo a auxiliar também, no próprio balanço térmico. A Figura 4.1 exibe um desenho esquemático da bancada de testes do motor, mostrando os pontos de medição de temperatura e de pressão utilizados, inclusive, para a realização do balanço de energia.

54 52 Figura 4.1 Desenho esquemático da bancada de testes tomando o motor Perkins como Volume de Controle. Para auxiliar a identificação dos pontos de medição de pressão e de temperatura descritos na Fig. (4.1), a Tab. (4.1) apresenta as suas denominações. Tabela Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos testes. T 0. Temperatura do ar na entrada do filtro. T 1. Temperatura da mistura ar/gn na entrada do aftercooler. T 2. Temperatura da mistura ar/gn na saída do aftercooler. T 3. Temperatura da mistura ar/gn no coletor de admissão. T 4. Temperatura da turbina. T 5. Temperatura dos gases de exaustão. T 6. Temperatura da água de arrefecimento na entrada do bloco do motor. T 7. Temperatura da água de arrefecimento na saída do bloco do motor. P 0. Pressão do ar na entrada do filtro. P 1. Pressão da mistura ar/gn no coletor de admissão.

55 53 Para a análise energética do motor Perkins ottolizado para operar com GN, considerase o esquema representado na Fig. (4.1), onde o combustível entra no motor com uma vazão mássica de combustível, ṁ GN que se junta a uma vazão de ar, ṁ ar. Consideram-se, as variações de energia cinética e potencial do ar e do combustível desprezíveis. O combustível e o ar entram no motor à temperatura T 0 e à pressão P 0. Os produtos da combustão deixam o motor à temperatura T 5 e à pressão P 0 com o fluxo de massa ṁ gases. O motor desenvolve uma potência Ẇ (medida pelo dinamômetro) e transfere uma taxa de energia para o ambiente através do arrefecimento do motor, do resfriamento da mistura no aftercooler e devido à outros fatores como: radiação e convecção. O GN utilizado nos ensaios do motor convertido foi fornecido pela Companhia Paraibana de Gás (PBGÁS) e sua composição está descrita na Tab. (4.2). Tabela 4.2 Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado. Elemento Fórmula Fração Molar (%) Metano CH 4 90,09 Etano C 2 H 6 6,84 Propano C 3 H 8 0,36 Dióxido de Carbono CO 2 1,56 Nitrogênio N 2 1,35 Fonte: PBGÁS (2014). Os cálculos se iniciam com a realização de um balanço químico entre os reagentes e os produtos da combustão do gás natural com o ar atmosférico. A Equação 4.1 exprime a modelagem da combustão do gás natural para uma condição de mistura estequiométrica, onde, através desta, determina-se o valor da relação ar/combustível do GN, bem como a quantidade de moles de O 2, CO 2 e de N 2 (,, e ): (4.1)

56 54 Os termos c 1, c 2, c 3, c 4 e c 5 representam as frações molares de cada elemento que compõe o GN e estão apresentadas na Tab. (4.2). Para o caso real, a relação ar/combustível é diferente da estequiométrica e a combustão dá origem a outros produtos, além do CO 2, do H 2 O e do N 2. A Equação 4.2 representa o balanço químico entre os reagentes e os produtos gerados na combustão real do GN. (4.2) As frações molares dos produtos de combustão do GN (,,, e ) são obtidas em base seca 3 por um analisador de gases. Contudo, uma vez que a fração molar do N 2 ( ) não é captada pelo equipamento utilizado, esta foi computada através da Eq. (4.3). (4.3) Onde é fração molar de cada produto de combustão captado pelo analisador de gases. Há que se analisar ainda, que a solução da Eq. (4.2) depende da determinação da quantidade de moles de água produzida na combustão do GN. Segundo Van Wylen et al. (2010), para se transformar a Eq. (4.2) da base seca para a base úmida, todos os termos desta equação devem ser recalculados, balanceando-os com a nova condição de formação de água nos produtos de combustão. Buscando-se facilitar o emprego da Eq. (4.2), foi considerado como NO x apenas o elemento NO, coerentemente com a teoria apresentada na seção Já para os hidrocarbonetos não queimados, HC, apenas o Metano foi levado em conta, devendo-se este fato ao seu alto percentual na composição do GN (90,09 %). Nas Equações (4.1) e (4.2) foi considerado, ainda, a admissão de ar seco, ou seja, sem umidade. 3 Base onde os dados dos produtos de combustão são expressos, desconsiderando a formação de água durante a reação.

57 55 Com a obtenção das frações molares de todos os elementos (em base úmida) da equação real, do valor da relação ar/gn estequiométrica, pode-se dar prosseguimento aos cálculos de balanço de energia para o motor Perkins funcionando a gás natural, onde os termos da Eq. (3.10), para o caso particular, são impetrados seguindo as seguintes etapas. i) A parcela da energia de escoamento que entra no volume de controle,, é referente à energia do gás natural e do ar admitido. Como a energia do ar na temperatura de entrada é a do ambiente, esta pode ser desprezada. Com esta consideração e realizando-se algumas manipulações matemáticas, a taxa de energia que entra no motor pode ser expressa como: (4.4) Onde: ṁ GN é a vazão mássica de gás natural (kg/s); PCI GN é o poder calorífico inferior do gás natural (kj/kg.k). Na Equação (4.4), o valor do poder calorífico inferior do gás natural é obtido através da ponderação feita com os valores descritos na Tab. (3.1) e na Tab. (4.2), bem como da massa específica dos elementos que compõem o GN, ver Anexo A. Já a vazão mássica do gás natural, ṁ GN, é determinada usando-se um medidor computadorizado de fluxo de GN, ver Capítulo VI. ii) A parcela da taxa de energia perdida através do sistema de arrefecimento do motor pode ser calculada através da Eq. (4.5). (4.5) Onde: ṁ água é a vazão mássica da água (kg/s);

58 56 CP água é o calor específico da água (kj/kg.k); T água é a variação de temperatura da água de arrefecimento medida entre a entrada e a saída do bloco do motor. iii) Como o motor Perkins operou com a utilização de um aftercooler, para o resfriamento da mistura ar/gn, a energia perdida neste processo foi calculada através de Eq. (4.6). (4.6) Onde: ṁ ar/gn é a vazão mássica da mistura (kg/s); CP ar/gn é o calor específico da mistura (kj/kg.k); T ar/gn é a variação de temperatura da mistura medida entre a saída do compressor e a saída do aftercooler. Como a proporção ar/gn para a condição estequiométrica é elevada (em torno de 16/1), nos cálculos da Eq. (4.6), o valor do calor específico da mistura foi substituído pelo do calor específico do ar, CP ar. A expressão resultante fica sendo: (4.7) Para a resolução da Eq. (4.7), a vazão mássica da mistura ar/combustível é determinada pelo somatório das vazões de combustível e de ar verdadeiramente admitido. (4.8)

59 57 Onde: ṁ ar é a vazão mássica do ar que foi realmente admitido (kg/s); ṁ GN é a vazão mássica de combustível (kg/s). A vazão mássica de ar é obtida com o conhecimento da vazão mássica de combustível, da relação de mistura estequiométrica e do fator λ real (medido com o analisador de gases), e é dada por: (4.9) Onde: Rel esteq é a relação da mistura ar/gn estequiométrica, ou ideal; λ é o fator de indicação de qualidade da mistura. iv) A taxa de energia que sai do volume de controle carreada pelo fluxo de massa,, é parcela perdida nos gases de exaustão do motor e pode ser calculada através da Eq. (4.10). (4.10) Onde: ṁ gases é a vazão mássica dos gases de escape (kg/s); CP i é o calor específico (à pressão constante) de todos os elementos que compõem os gases de exaustão (kj/kg.k); T amb é a temperatura ambiente (K); T gases é a temperatura dos gases na saída do sistema de escapamento do motor (K).

60 58 Como o calor específico dos elementos produzidos na combustão do gás natural (O 2, CO 2, CH 4, N 2, NO, CO, H 2 O) variam com a temperatura, a integral da Eq. (4.10) foi calculada a partir das constantes e dos equacionamentos para a obtenção de CP, considerando-se os gases de exaustão como gases ideais, ver Anexo B. A vazão mássica dos gases de escape é obtida a partir da Eq. (3.8) e do conhecimento das vazões mássicas de ar e de combustível: (4.11) v) A última parcela a ser computada é a Potência, verificada na saída no eixo do motor,, e medida com o auxílio de um dinamômetro hidráulico. As perdas de energia ocasionadas por outros fatores (radiação, convecção, através do óleo de lubrificação, etc.) não foram apreciadas no estudo proposto, sendo o total desta energia computada por diferenciação entre o valor da energia do combustível e os termos de energia de saída que foram calculados. Considerando a Lei da Conservação da Energia expressa na Eq. (3.10), Substituindo os seus termos pelas Equações (4.4), (4.5), (4.7) e (4.10), levando-se, ainda, em consideração os termos de energia não computada,, se obtém o seguinte equacionamento para o balanço de energia do motor Perkins. (4.12) Todos os cálculos utilizados para a obtenção do balanço de energia do motor Perkins foram feitos com o auxílio do software Mathcad e estão apresentados no Apêndice B.

61 59 CAPÍTULO V A OTTOLIZAÇÃO 5.1 INTRODUÇÃO Neste capítulo são descritos as particularidades e os componentes necessários ao processo de conversão, para gás natural, do motor Diesel Perkins 1104C-44TAG2 de 4 cilindros, potência (standby) de 112,4 kw (a 1800 rpm), turboalimentado e com taxa de compressão original de 18,2:1, ver Fig. (5.1). Figura 5.1 Foto do Motor Diesel Perkins 1104C-44TAG2.

62 PARTICULARIDADES DO PROCESSO DE OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES TURBOALIMENTADOS Em todo processo de ottolização existe a necessidade da realização de procedimentos básicos como a remoção de todos os componentes relacionados ao uso do diesel (dutos de abastecimento de óleo diesel, bomba de combustível, bicos injetores, etc.). Contudo, existem algumas particularidades que devem ser observadas quando este processo de conversão é realizado em um motor Diesel turboalimentado. Naturalmente, o processo de ottolização já promove o aumento da temperatura dos gases de exaustão do motor. De fato, esta afirmação se dá pela concepção de que as temperaturas de combustão em um motor do ciclo Otto são mais elevadas do que as de um motor a diesel (MARTINS, 2003). Esta característica se torna, ainda, mais expressiva quando se trata de motores turboalimentados, pois, nestes motores, a ação do turbocompressor promove um aumento na quantidade de mistura ar/combustível admitida em cada ciclo, implicando em acréscimos na energia envolvida no processo de combustão, o que eleva a pressão e a temperatura da combustão. Por outro lado, devido à octanagem dos combustíveis utilizados nos motores do ciclo Otto, estes devem operar com menores taxas do que os motores a diesel, evitando-se assim, o indesejado fenômeno da detonação de combustível. Na ottolização de motores turboalimentados é necessário reduzir-se, ainda mais, a taxa de compressão, do que nos motores aspirados, o que se reflete em aumento da quantidade de mistura ar/combustível admitida. Com esta elevação do volume de mistura, poderá haver dificuldades na eliminação dos gases de exaustão, se mantidas as mesmas condições de saída no sistema de escape do motor. De fato, esta condição pode ocasionar restrições à saída dos gases formados na combustão, provocando o aumento da temperatura de todos os componentes do sistema de escape, e em especial, o da turbina. Diante do exposto, ao se ottolizar um motor Diesel turboalimentado, deve ser dada uma maior atenção a alguns parâmetros limitantes de potência como: a taxa de compressão, os ângulos de avanço de ignição e a temperatura dos gases de exaustão, verificando a influência destes no desempenho do motor. Em particular, o motor Perkins, utilizado no estudo proposto, operou com um dispositivo de refrigeração da turbina após a sua ottolização. Este teve por finalidade a redução da temperatura de trabalho da turbina, bem como, a do óleo de lubrificação do motor.

63 61 Os limites máximos de temperatura estabelecidos por seus fabricantes são de 110 ºC, para óleo lubrificante (SAE 40) e de 620 ºC para a turbina 4. No que se refere à redução da taxa de compressão, esta foi feita através de alterações no cabeçote do motor, seguindo as técnicas utilizadas nos Laboratórios de Termoenergética e de Inovação da UFPB (RUMÃO, 2008). Tendo em vista que neste processo não se faz qualquer intervenção na parte de força do motor (pistões, bielas, etc.), este se torna rápido e prático, podendo ser executado, em poucas horas, no próprio chão de fábrica. 5.3 COMPONENTES NECESSÁRIOS AO FUNCIONAMENTO DO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO Componentes do sistema de ignição estática No processo de ottolização realizado no Laboratório de Inovação da UFPB suplementa-se o motor com um conjunto de velas internas ao cabeçote, cabos de vela e bobinas de ignição estática, ver Fig. (5.2). Cabos de Vela Bobinas Figura 5.2 Foto das bobinas de ignição estática e dos cabos de vela. Instala-se, também, um sistema de controle de ignição composto de uma Unidade Controle Eletrônico (UCE) de dados, ver Fig. (5.3a), que utiliza para a captação de dados de 4 Segundo os dados do fabricante, o limite de trabalho turbina Perkins é estabelecido pela Temperatura dos Gases de Exaustão, TGE.

64 62 rotação e PMS, um sensor indutivo. O mencionado sensor opera em conjunto com uma roda fônica, instalada na polia motriz do motor convertido, ver Fig. (5.3b). Roda Fônica Sensor Indutivo (a) (b) Figura 5.3 Foto do sistema de controle de ignição: (a) Unidade Controle Eletrônico de Dados, (b) Conjunto roda fônica/sensor de rotação O Governador Eletrônico Para que se tenha garantida uma rotação constante, ao se solicitar diferentes cargas ao motor, faz-se uso de um governador eletrônico. Este equipamento possui um sensor de velocidade angular (pick-up magnético), que é posicionado perpendicularmente à cremalheira do motor. O pick-up magnético é sensibilizado pela rotação motora, e transmite, com precisão, o estado da velocidade instantânea do virabrequim a uma central de controle, que por sua vez, emite um sinal para um atuador (motor elétrico) que posiciona a borboleta instalada no sistema de admissão do motor, ver Fig. (5.4a), (5.4b) e (5.4c), para manter a rotação constante do motor.

65 63 (a) (b) (c) Figura 5.4 Foto dos componentes do governador eletrônico: (a) Pick-up magnético, (b) Central de controle, (c) Corpo de borboleta com atuador Sistema de alimentação e controle eletrônico de gás natural Como ocorre com todo motor que funciona a gás, ao se converter o motor diesel para GN, foi necessária a introdução de um sistema de controle de combustível, formado por redutor de pressão de dois estágios, regulador de pressão e controlador eletrônico de vazão de gás, acoplado a um corpo de borboleta que de acordo com a demanda do motor envia a quantidade adequada de combustível para que a mistura admitida pelo motor esteja de acordo com um valor pré-estabelecido, ver Fig. (5.5). O redutor de pressão faz com que a pressão da linha de alimentação caia de 2 bar para a pressão de trabalho (60 mbar). Redutor de Pressão Regulador de Pressão Linha de alimentação de GN Controlador de fluxo de gás Figura 5.5 Sistema de alimentação e controle de GN.

66 64 A abertura e o fechamento do corpo de borboleta acontecem de acordo com o sinal vindo de uma sonda lambda, onde esta capta a quantidade de oxigênio presente nos gases de escape e envia o sinal para o sistema, ver Fig. (5.6). Para uma mistura estequiométrica de GN, um sinal de tensão de referência, fornecido pela sonda, de 650 mv, fará com que se chegue ao misturador ar/gás a quantidade de GN preestabelecida. Misturador ar/gás Sonda Lambda Entrada de ar Entrada de GN Figura 5.6 Sonda lambda inserida no escape. Para o ajuste e controle em tempo real utilizou-se uma interface de programação em malha fechada com controlador PID, ver Fig. (5.7). Para uma mistura ar/gn próxima da estequiométrica, um sinal de tensão de referência, fornecido pela sonda, de 650 mv permite que chegue ao misturador, de ar/gás, a quantidade de GN necessária. Figura 5.7 Interface do sistema de alimentação eletrônico de GN.

67 65 CAPÍTULO VI APARATO E DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL 6.1 INTRODUÇÃO São descritos, neste capítulo, todo o material utilizado no desenvolvimento experimental, bem como, a metodologia aplicada nos ensaios do motor Perkins ottolizado. 6.2 EQUIPAMENTOS UTILIZADOS NOS TESTES DO MOTOR OTTOLIZADO Bancada Dinamométrica Foi acoplado ao motor Perkins ottolizado, um dinamômetro a freio hidráulico, modelo Dynotech 820.D, com capacidade de 500 cv, ver Fig. (6.1).

68 66 Célula de carga Motor Perkins Ottolizado Dinamômetro Hidráulico Figura 6.1 Motor conectado ao dinamômetro hidráulico. A unidade dinamométrica possui uma bancada de controle que em conjunto com uma interface de monitoramento permite a imposição de cargas ao motor. A visualização dos dados de potência, de torque e de rotação do motor é feita em tempo real e a modificação destes parâmetros é realizada manualmente, ver Fig. (6.2). Bancada de controle Sistema de monitoramento Figura 6.2 Bancada de simulação de carga.

69 67 O controle da temperatura da água de arrefecimento do motor é realizado por um sistema de refrigeração água-água, próprio do dinamômetro, em substituição ao sistema original do motor. Este sistema conta com um trocador de calor dotado de um sensor de temperatura que funciona em conjunto com uma válvula solenoide e com uma central de controle. Quando a temperatura do motor ultrapassa o limite pré-estabelecido, um sinal é enviado à central de controle que, por sua vez, o retransmite a uma solenoide que ao se abrir permite que a água fria, de um reservatório externo, sob a ação de uma bomba centrífuga, vá resfriar o motor até que se atinja o valor programado, ver Fig. (6.3). Central de Controle Trocador de Calor Solenóide Bomba (a) (b) Figura 6.3 Sistema de arrefecimento da água do motor (a) Trocador de Calor e acessórios, (b) Reservatório de água fria. Para que haja o resfriamento da mistura ar/gn após a sua passagem pelo turbocompressor, foi instalado ao motor um trocador de calor gás/água (aftercooler), da Dynotech. A água de resfriamento é proveniente da rede que abastece o LI, ver Fig. (6.4).

70 68 Entrada de água Saída ar/gn Saída de água Aftercooler Entrada ar/gn Figura 6.4 Sistema de arrefecimento da mistura ar/gn Medidor de vazão do ar de admissão Um anemômetro digital, modelo NA-4870, foi utilizado na entrada do filtro de ar para a captação dos dados de umidade relativa do ar, de temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido, bem como da vazão volumétrica de ar, admitido no cilindro do motor, servindo de parâmetro comparativo para os cálculos realizados através da Eq. (4.9), ver Fig. (6.5). Filtro de ar Figura 6.5 Anemômetro digital

71 Sistema de medição de vazão de GN Um medidor de vazão da Delta, modelo G16, foi instalado pela empresa PBGÁS, para a medição da vazão volumétrica de gás natural no motor convertido, ver Fig. (6.6). Este dispositivo permite, ainda, a correção da leitura dos valores de volume de GN, em função da pressão e da temperatura ambiente. Figura 6.6 Sistema de medição de vazão volumétrica de GN Analisador de gases de combustão O equipamento usado na verificação da emissão gasosa pelo escapamento do motor foi o analisador Discovery G4, da Alfatest, ver Fig. (6.7). Através de sua sonda, este equipamento capta os componentes gasosos essenciais à análise dos gases de combustão, tais como: O 2, CO, CO 2, CO corrigido, HC, NO x e o fator λ.

72 70 Sonda Figura 6.7 Analisador de gases da Alfatest Medidor de vazão de água de arrefecimento do motor A captação dos dados de vazão da água do sistema de arrefecimento do motor foi realizada com o auxílio de um medidor de vazão ultrassônico por tempo de trânsito da Transport, modelo PT 878. O seu funcionamento baseia-se na emissão e na recepção de sinais ultrassônicos realizado por um par de transdutores fixados na tubulação de passagem do fluido. Os sinais são captados por uma central de aquisição de dados e o valor da vazão é visualizado em tempo real através de um display, ver Fig. (6.8). Transdutores (a) (b) Figura 6.8 Medidor de vazão ultrassônico PT878: (a) Central de aquisição de dados, (b) Transdutores ultrassônicos acoplados ao tubo de passagem de água.

73 Sistema de resfriamento da turbina Com o objetivo de se alcançar maiores potências sem que ocorra o risco de superaquecimento nos componentes do motor, foram testados dois tipos de resfriamento da turbina: 1. a água corrente; 2. a ar propelido por um eletroventilador, com direcionamento de fluxo. Ver Fig. (6.9). Turbina Saída de água Turbina Coletor de água Eletroventilador (a) (b) Figura 6.9 Sistema de resfriamento da turbina: (a) Aparato de refrigeração por água, (b) Aparato de refrigeração por eletroventilador com direcionamento de fluxo Sistema de medição de temperatura e de pressão da bancada de testes Medição de temperatura da mistura ar/gn a montante do aftercooler A temperatura da mistura ar/combustível, entre a saída do compressor e a entrada do aftercooler, foi medida com o auxílio de um sensor de temperatura do tipo PT 100, ver Fig. (6.10a). Os dados captados são enviados ao registrador Field Logger da Novus, ver Fig. (6.10b).

74 72 Compressor Registrador Sensor PT 100 (a) (b) Figura 6.10 Medição da temperatura a montante do aftercooler: (a) Sistema de captação de dados, (b) Módulo de aquisição e registro de dados de temperatura Medição de temperatura da mistura ar/gn a jusante do aftercooler A captação dos dados de temperatura da mistura ar/gn, na saída do aftercooler, também, foi realizada por um sensor de temperatura do tipo PT 100, ver Fig. (6.11). Para o registro dos dados de temperatura foi utilizado o mesmo sistema descrito na Fig. (6.10b). Saída do aftercooler Sensor PT 100 Figura 6.11 Medição da temperatura a jusante do aftercooler.

75 Medição da temperatura dos gases de escape e da parede da turbina As informações concernentes à temperatura dos gases de escape do motor e à carcaça da turbina foram identificadas por termopares tipo K, ver Fig. (6.12). O módulo de aquisição de dados, descrito na Fig. (6.10b), também foi utilizado para o registro da temperatura dos gases de exaustão e da turbina. Termopares Figura 6.12 Medição da temperatura dos gases de escape e da turbina do motor Medição de temperatura e de pressão do coletor de admissão Para a captação dos dados de pressão e de temperatura da mistura ar/combustível admitida pelo motor, foram instalados no coletor de admissão: um sensor de temperatura e uma tomada de pressão, ver Fig. (6.13). As informações captadas eram enviadas para a UCE descrita na Fig. (5.3a).

76 74 Sensor de Temperatura Tomada de pressão Figura 6.13 Medição da temperatura e da pressão da mistura ar/gn admitida Medição da temperatura do óleo do motor A temperatura do óleo lubrificante do motor foi obtida com a utilização de um sistema de aquisição de dados da Alfatest. Este sistema possui um sensor de temperatura e uma central de aquisição de dados, ver Fig. (6.14). Sensor de Temperatura Central de aquisição de dados Figura 6.14 Medição da temperatura do óleo do motor.

77 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor Os dados de temperatura da água de arrefecimento do motor foram coletados com o auxílio de sensores de temperatura instalados no cabeçote do motor, ver Fig. (6.16a), e no trocador de calor, ver Fig. (6.15b). As informações captadas eram enviadas para a UCE descrita na Fig. (5.3a) e para a central de controle mostrada na Fig. (6.3a), respectivamente. Sensor de Temperatura Sensor de Temperatura Cabeçote (a) (b) Figura 6.15 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor: (a) Ponto de captação da temperatura da água de saída do motor, (b) Ponto de captação da temperatura da água de entrada do motor. 6.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL Calibração do dinamômetro Para que se tivesse certeza sobre a exatidão das medidas de torque e de potência determinadas pelo dinamômetro, procedeu-se, antes do início dos testes uma calibração em sua célula de carga. Este procedimento consistiu em se fixar uma massa de valor conhecido (59,46 kg) no braço de alavanca do dinamômetro, para em seguida corrigir o desvio constatado no painel do dinamômetro, ver Fig. (6.16).

78 76 Massa para calibração (a) (b) Figura 6.16 Calibração do dinamômetro: (a) Fixação da massa para a calibração, (b) Software de calibração Medição da vazão da água do sistema de arrefecimento do motor Inicialmente foram inseridos, na central de aquisição de dados do medidor de vazão ultrassônico, os dados referentes ao tipo de material, o diâmetro e à espessura da parede da tubulação, sendo informado ainda, o tipo de fluido utilizado nos testes, bem como, a sua temperatura. Em seguida, foram posicionados os transdutores ultrassônicos na tubulação e após o ajuste de todo o aparato utilizado, foi dado início aos testes de vazão. Durante os ensaios o motor operou com rotação de 1800 rpm e esperou-se que este entrasse em regime de trabalho (temperatura de 80 ºC). Na sequência foram aplicadas cargas ao motor, a partir de 10 cv até 60 cv, e como esperado, a vazão da água de arrefecimento manteve-se constante durante os testes Testes realizados no motor convertido Ao se dar partida no motor, esperava-se que suas condições de funcionamento entrassem em regime (temperatura de 80 ºC), na sequência adicionavam-se as cargas, utilizando-se o freio hidráulico do dinamômetro, partindo-se da mínima até a máxima atingida (pouco antes do aparecimento da batida de pino). Concomitantemente, eram registrados todos os dados pertinentes à avaliação de desempenho do motor. O tempo de avaliação, em cada carga, era de, aproximadamente, 5 minutos com rotação do motor fixada em 1800 rpm, a fim de simular a operação estacionária de um grupo gerador. Na maioria dos ensaios, o motor operou com mistura ar/gn estequiométrica (λ = 1).

79 77 Os testes foram realizados, primeiramente, com a taxa de compressão do motor estabelecida em 7,6:1 (mínima permitida sem a alteração dos pistões). Posteriormente, com o auxílio de espaçadores pôde-se submeter o motor a novos ensaios semelhantes, com as taxas de compressão fixadas em 8,7:1 e 12,3:1, ver Fig. (6.17). Todos os cálculos das mencionadas taxas de compressão foram feitos com o auxílio do Software Mathcad, ver Apêndice C. Espaçadores Bloco do Motor Figura 6.17 Espaçadores utilizados para as mudanças da taxa de compressão do motor Testes realizados com o motor operando na taxa de compressão de 7,6:1 Com o objetivo de avaliar o comportamento do motor em função do avanço de ignição, em um primeiro momento, os testes foram realizados com a taxa de 7,6:1, captandose os dados de temperatura dos gases de exaustão e de emissões de NO x, em função dos seguintes ângulos: 25º, 32º, 38º, 40º e 45º. Estas avaliações foram feitas com cargas de 10 cv até a máxima possível com esta configuração. Em cada potência, variava-se o avanço de ignição e coletavam-se todos os dados pertinentes. Observada a importância prática da refrigeração da turbina para o motor, todos os ensaios que se seguiram foram feitos com o auxílio dos sistemas de resfriamento descritos na subseção 6.2.6, tendo-se o avanço de ignição fixado em 38º. Foi possível, desta maneira, se registrar os dados de eficiência térmica, de emissão de NO x e de temperatura dos gases de escape e da carcaça da turbina do motor, tendo-se avaliado, também, o sistema de refrigeração mais adequado. A vazão da água de resfriamento da turbina foi determinada com um

80 78 cronômetro e uma proveta graduada, enquanto que a vazão do ar foi obtida com a utilização do anemômetro digital Ensaios realizados com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1 Para o estudo da influência da taxa de compressão no desempenho do motor convertido, foram realizados ensaios com o motor trabalhando com as taxas de 7,6:1, 8,7:1 e 12,3:1, com mistura ar/gn estequiométrica e com sua turbina sendo refrigerada a ar. Antes de coletar todos os dados pertinentes, foi estabelecido o avanço de ignição mais adequado ao motor, em função da potência. Nesse contexto, levou-se em consideração que, em conformidade com a teoria apresentada na subseção 3.2.7, o melhor avanço de ignição é o que proporciona a maior eficiência ao motor (As informações destes testes estão compiladas no Apêndice D). Nas condições de máximas potências, levou-se em consideração, também, o efeito da detonação do combustível, todavia, nestes ensaios, na taxa de 7,6:1 não se presenciou este efeito, embora não se tenha conseguido que o motor ultrapassasse a barreira dos 90 cv, mesmo quando se fez opção pela mistura rica, isto é, trabalhando-se com < 1. Fixados os parâmetros de mistura ar/combustível e de ângulos de ignição mais funcionais ao motor, procederam-se os ensaios, variando-se as cargas impostas de 30 cv até a máxima atingida para cada taxa de compressão, onde puderam ser captados todos os dados pertinentes ao estudo proposto. Com o objetivo de quantificar o aproveitamento da energia do combustível que, de fato, é convertido em trabalho, bem como para se ter uma noção teórica das perdas no processo, foram realizados os balanços energéticos para o motor operando, com as taxas de compressão de 12,3:1; de 8,7:1 e de 7,6:1, com base nos equacionamentos e conceitos apresentados nos Capítulos III e IV. As análises foram feitas tomando-se como referência os valores das potências mais elevadas, alcançadas em cada configuração.

81 79 CAPÍTULO VII RESULTADOS E ANÁLISES 7.1 INTRODUÇÃO Neste capítulo estão expostos os resultados dos experimentos feitos no motor Perkins ottolizado para gás natural, bem como, é apresentada uma discussão detalhada de todos os pontos relevantes deste estudo. Faz-se, ainda, uma abordagem sobre o aproveitamento da energia do combustível para a realização de trabalho, ao tempo em que são evidenciadas as perdas no processo. 7.2 ENSAIOS REALIZADOS COM O MOTOR OPERANDO COM A TAXA DE COMPRESSÃO DE 7,6: Influência do avanço de ignição na emissão de NO x e na temperatura dos gases de escape A Figura 7.1 apresenta as curvas de emissão de NO x, em função da potência, para vários avanços de ignição.

82 Temperatura dos Gases de Escape ( C) Emissã o de NO X (ppm) Potência (cv) 25 graus 32 graus 38 graus 40 graus 45 graus Figura 7.1 Emissão de NO x, em função da potência gerada, para vários avanços de ignição. Pode-se observar, através da Fig. (7.1), que o motor emite mais NO x em sua combustão com o avanço da ignição. Verifica-se, também, que o aumento da potência do motor eleva a produção deste supramencionado elemento. A Figura 7.2 expõe as curvas de Temperatura dos Gases de Exaustão (TGE) em função da potência do motor convertido, para os diferentes avanços de ignição, em testes realizados, sem resfriamento da turbina graus 32 graus 38 graus 40 graus 45 graus Potência (cv) Figura 7.2 Temperatura dos gases de escape, em função da potência, para avanços distintos.

83 81 Constata-se, através da Fig. (7.2), que a redução do avanço de ignição propicia um aumento na temperatura dos gases de exaustão. Percebe-se, da mesma figura, que o aumento da potência do motor, também, promove uma elevação na temperatura dos gases de exaustão. Observa-se, ainda, que em todos os ângulos avaliados, as temperaturas ficaram próximas do valor de 620 ºC (limite superior assinalado pelo fabricante), na potência de 60 cv. Um fator evidenciado através da Fig. (7.2) e que ratifica as discussões realizadas no Capítulo V, diz respeito à limitação da potência do motor convertido em 60 cv, tendo em vista o superaquecimento da turbina. Outra consequência deste superaquecimento foi a elevação da temperatura do óleo lubrificante até 118 ºC, excedendo os níveis estabelecidos por seu fabricante. A Figura 7.3 ilustra os efeitos visualizados nas superfícies da turbina e do coletor de escape, sem que se use o sistema de resfriamento, ao se trabalhar em potências próximas da máxima atingida. Figura 7.3 Incandescência nas superfícies da turbina e do coletor de escape ocorrida em altas potências Resultados de desempenho do motor sob a influência de duas formas distintas de refrigeração da turbina

84 Eficiênca (%) 82 A Figura 7.4, mostra o comportamento da eficiência térmica, em função da potência, para o motor operando sem o resfriamento da turbina e esta sendo refrigerada a ar e a água Sem resfriamento Resfriamento Ar Resfriamento Água Potência (cv) Figura 7.4 Eficiência do motor, em função da potência, operando sem o resfriamento da turbina e com refrigeração a ar e a água. Da Figura 7.4, constata-se que o motor operou de maneira mais eficiente quando não houve o resfriamento da turbina, mas sem poder atingir as potências mais elevadas. A curva referente à utilização da água para refrigeração da turbina foi a que apresentou os menores valores de eficiência em todos os ensaios realizados. A Figura 7.5 apresenta as curvas de temperatura da parede externa da turbina, em função da potência gerada, para o motor operando sem o resfriamento da turbina e com as duas formas de refrigeração (a ar e a água).

85 Temperatura da turbina ( C) Potência (cv) Sem resfriamento Resfriamento Ar Resfriamento Água Figura Temperatura da carcaça da turbina, em função da potência, com a turbina sem resfriamento e refrigerada por ar e por água. Verifica-se, ao analisar a Fig. (7.5), que há uma redução significativa na temperatura da carcaça da turbina quando é promovido o seu resfriamento, permitindo assim, que o motor aumente a sua potência máxima de 60 cv para 90 cv, sem comprometer os seus componentes. Percebe-se, também, que em toda a faixa de potências avaliada, a curva de temperatura da turbina com resfriamento a água registra os menores valores do que as demais. Em contrapartida, o uso do eletroventilador com direcionamento de fluxo, também, proporcionou uma refrigeração eficiente, com a vantagem de ser mais simples de ser instalado, e sem que se tenha que se preocupar com o fluido refrigerante. 7.3 RESULTADOS DOS TESTES PARA O MOTOR CONVERTIDO SOB A INFLUÊNCIA DAS TRÊS TAXAS DE COMPRESSÃO Avanços de ignição mais funcionais ao motor ottolizado A Figura 7.6 apresenta as curvas referentes aos avanços de ignição que permitiram ao motor alcançar as eficiências térmicas mais elevadas, para as diferentes cargas.

86 Avanço de Ignição Ótimo (graus) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6: Potência (cv) Figura 7.6 Gráfico de avanço de ignição ótimo, em função da potência, para as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. Pode-se observar na Fig. (7.6) que, o avanço de ignição diminui com o aumento da potência, independente da taxa de compressão. Nota-se também, que, em toda a faixa de potências avaliada, ao se reduzir a taxa de compressão o avanço de ignição se eleva, para que ocorra a conservação da eficiência máxima, no motor convertido Desempenho do motor funcionando com três diferentes taxas de compressão A Figura 7.7 expõe as curvas de eficiência térmica obtidas com o motor convertido operando com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1.

87 Eficiência (%) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6: Potência (cv) Figura 7.7 Eficiência térmica do motor, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. (Cada ponto exposto nas curvas de eficiência está associado ao avanço de ignição utilizado em cada ensaio) Nota-se, através das curvas da Fig. (7.7), que existe um aumento da eficiência térmica do motor com a elevação da potência. Nas taxas de 8,7:1 e 12,3:1 observa-se, ainda, um decaimento da eficiência para valores próximos da potência máxima, estando este fato relacionado com os baixos ângulos de avanço utilizados para que se impedisse o fenômeno da detonação do combustível. Fica evidente, ainda, que para potências iguais, a taxa de 12,3:1 conduz a uma eficiência maior do que qualquer outra taxa. (As notações dos ângulos de avanço de ignição, observados na Fig. (7.7), servirão para as demais figuras deste trabalho). A Figura 7.8 apresenta as curvas de custo de combustível em função da potência aplicada, para o motor convertido funcionando com as três diferentes taxas de compressão. Para a construção dessas curvas levou-se em consideração o preço do gás natural, ofertado às indústrias do Estado da Paraíba, em maio de 2014, quando o m 3 do GN tinha um custo médio de R$ 1,48, a depender da demanda contratada (PBGÁS, 2014).

88 Custos com combustível (R$/h) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6: Potência (cv) Figura Custos com combustível, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. Analisando-se a Fig. (7.8), em toda a faixa de potência, a taxa de compressão de 12,3:1 propicia menor gasto com GN do que as outras taxas. Como era esperado, observa-se que os custos com o consumo de combustível se elevam com o aumento da potência. Estão representadas, na Fig. (7.9), as curvas referentes às pressões absolutas que ocorrem no coletor de admissão do motor convertido, em termos da potência. 2 Pressão de admissãol ( bar) 1,6 1,2 0,8 0,4 Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6: Potência (cv) Figura 7.9 Pressão no coletor de admissão, em função da potência.

89 Temperatura dos Gases de Escape ( C ) 87 Como era esperado, observa-se através da Fig. (7.9) que a pressão da mistura ar/gn, no coletor de admissão, se eleva na medida em que a potência é aumentada. Observa-se, ainda, que a diminuição da taxa de compressão proporciona uma elevação nas pressões de admissão, para cada potência avaliada. A Figura 7.10 exibe o comportamento da temperatura dos gases de escape em função da potência do motor convertido Potência (cv) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6:1 Figura 7.10 Temperatura dos Gases de Exaustão, em função da potência, obtidas a partir do motor operando com diferentes taxas de compressão. Uma vez que o aumento de potência implica no uso maior de energia do combustível, verifica-se, a partir da Fig. (7.10), que a elevação da potência do motor promove o aumento da temperatura dos gases de escape. Deve ser considerado que mesmo tendo-se ultrapassado, em alguns ensaios, o limite de temperatura estabelecido pelo fabricante da turbina (TGE = 620 C), a refrigeração a ar impediu o superaquecimento da carcaça da turbina e do óleo de lubrificação, onde o último teve a máxima de 108 C em todos os ensaios. A Figura 7.11 ilustra os valores de emissão de NO x produzidos na combustão do gás natural, em função da potência do motor convertido.

90 Emissão de NOx (ppm) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6: Potência (cv) Figura 7.11 Emissão de NO x, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão utilizadas. Percebe-se na Fig. (7.11), que o motor trabalhando com a taxa de compressão de 12,3:1 emitiu mais NO x na faixa inicial de potência, ou seja, entre 30 e 70 cv. Nota-se, também, que nesta mesma taxa, há uma queda brusca na curva de emissão de NO x, para valores de potência entre 71 e 85 cv. Este fato está relacionado ao baixo ângulo de avanço de ignição utilizado para a obtenção da potência máxima. Na Figura 7.12 podem ser vistos os valores de emissão de hidrocarbonetos não queimados nos gases de escape, em função da potência do motor convertido.

91 Emissão de HC (ppm) Potência (cv) Taxa 12,3:1 Taxa 8,7:1 Taxa 7,6:1 Figura 7.12 Emissão gasosa de Hidrocarbonetos (HC) no escapamento do motor, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão. Verifica-se, ao analisar a Fig. (7.12), que o motor operando na taxa de 7,6:1, em toda a faixa de potências avaliada, emite mais hidrocarbonetos não queimados em seus gases de exaustão do que nas taxas de 8,7:1 e de 12,3: Análise energética realizada no motor convertido A Figura 7.13 apresenta o balanço energético do motor operando com taxa de 12,3:1 e potência máxima de 85 cv.

92 90 15,8% 35,8% 27,7% 18,1% Gases de Escape (%) Arrefecimento (%) Aftercooler (%) Potência (%) Outros (%) 2,6% Figura Balanço energético para o sistema operando com taxa de compressão de 12,3:1 (Potência máxima de 85 cv) Nota-se da Fig. (7.13), que houve o aproveitamento de 35,8 % da energia do combustível para o motor desenvolver uma potência de 85 cv. Pode ser visto da mesma figura, que 27,7 % da energia do combustível foi eliminada nos gases de escape, 18,1 % foi cedida para o arrefecimento do motor e 2,6 % foi eliminada através do aftercooler. Os 15,8 % restantes não foram discriminados, estando geralmente atrelados às perdas por radiação, por convecção, no óleo, etc. A Figura 7.14 apresenta o balanço energético realizado com o motor funcionando com a taxa de compressão de 8,7:1 e potência máxima de 120 cv.

93 91 16,6% 36,4% 27,4% 15,9% Gases de Escape (%) Arrefecimento (%) Aftercooler (%) Potência (%) Outros (%) 3,7% Figura Balanço energético para o sistema operando com taxa de compressão de 8,7:1 (Potência máxima de 120 cv) Da Figura 7.14, verifica-se que, durante o funcionamento do motor com a taxa de 8,7:1, 36,4 % da energia fornecida pelo GN foi destinada à sustentação da potência de 120 cv. Em relação às perdas ocorridas nesta configuração, 27,4 % estão solidárias aos gases de escape, 15,9 % foram ocasionadas durante o arrefecimento do motor e 3,7 % das perdas se deram no resfriamento ocorrido no aftercooler. Constata-se também, que 16,6 % das perdas não foram apreciadas. A Figura 7.15 expõe o balanço energético para o motor convertido operando com taxa de compressão de 7,6:1 e com 85 cv de potência máxima.

94 92 15,1% 33,1% 30,5% Gases de Escape (%) Arrefecimento (%) Aftercooler (%) Potência (%) Outros (%) 18,4% 2,9% Figura Balanço energético para o motor operando com taxa de compressão de 7,6:1 (Potência máxima de 90 cv) Da Figura 7.15, constata-se que o balanço feito para o motor operando com taxa de 7,6:1, 33,1 % da energia do combustível foi convertida em potência (90 cv), 30,5 % foi eliminada nos gases de escape, 18,4 % no sistema de arrefecimento do motor e 2,9 % foi retirada através do aftercooler. Nesta configuração, não houve a discriminação de 15,1 % das perdas do sistema. Um fator relevante, observado em todos os testes realizados com a taxa de 7,6:1, está na limitação da potência do motor que, ao contrário das outras taxas utilizadas, aconteceu sem a detonação do combustível. Há que se observar, ainda, que a redução da taxa de compressão deveria proporcionar o aumento da potência máxima do motor. De fato, alguns estudos teóricos, realizados em motores turboalimentados, demonstraram que esta tendência deve-se, basicamente, à redução da possibilidade da detonação do combustível e à existência de energia disponível para a realização de trabalho (QUEIROGA, 2012). Com o intuito de avaliar os motivos da limitação de potência, na taxa de 7,6:1, foram realizados ensaios com o motor trabalhando com mistura ar/gn enriquecida (λ < 1). Constatou-se que, mesmo com a redução do fator lambda, não houve alteração da potência