SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E ETANOL

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1 SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E ETANOL Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto Dissertação apresentada ao Programa de Pósgraduação em Engenharia Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica. Orientadores: Albino José Kalab Leiroz Manuel Ernani de Carvalho Cruz Rio de Janeiro Fevereiro de 2013

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3 Azevedo Neto, Rubelmar Maia Simulação Computacional e Análise Exergética de um Motor de Motocicleta de Baixa Cilindrada com Misturas de Gasolina e Etanol/ Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto. Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, XXVI, 149 p.: il.; 29,7 cm. Orientadores: Albino José Kalab Leiroz Manuel Ernani de Carvalho Cruz Dissertação (mestrado) UFRJ/ COPPE/ Programa de Engenharia Mecânica, Referencias Bibliográficas: p Simulação de motores. 2. Análise exergética. 3. Motocicleta. 4. Gasolina e etanol. I. Leiroz, Albino José Kalab et al. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Titulo. iii

4 Nada do que foi será De novo do jeito que já foi um dia Tudo passa Tudo sempre passará. Como Uma Onda Lulu Santos iv

5 AGRADECIMENTOS A Deus pelo dom da vida e por estar sempre ao meu lado. A todos os meus familiares, em especial ao meu Pai Rubelmar Filho por ser o meu melhor amigo, à minha mãe Fatima pelo amor, à minha avó Petinha pelas suas orações, aos meus tios Paulo, Amilcar, Beth, Janete Suely e Vânia, às minhas irmãs Natassia, Danielle e Giulia, ao meu irmão João e sobrinhos Alexandre, Marquinhos, Enzo, Davi e Miguel por me servirem de inspiração. À minha companheira de vida Ana Elisa, minha grande força, por todo carinho e amor, e pela enorme paciência de ter me escutado falando de motores tantas vezes. Aos professores Albino Leiroz e Manuel Ernani pela orientação deste trabalho e pelos momentos de aprendizado. Ao professor Ricardo Cruz pelas aulas maravilhosas e por ter me motivado e incentivado a buscar mais conhecimento. Aos meus amigos Antonio Nascimento e João D Anuzio pela a amizade e pelas horas de estudo que passamos juntos. Agradeço novamente ao meu amigo Antonio, por utilizar a música da epígrafe para exemplificar a Segunda Lei da Termodinâmica, em uma aula ministrada anos atrás pelo nosso professor e amigo Ricardo Cruz. Ao meu amigo Jaime Casanova pela amizade e pelas conversas filosóficas acerca da vida. Ao meu amigo Evandro Pantoja pela amizade e apoio e por ter me acolhido em sua casa como se eu fosse um membro de sua família. Ao meu amigo Hendrick Zarate por todo o incentivo e conversas acerca de motores de combustão interna. Ao meu amigo Cesar Pacheco que sempre esteve disposto a me ajudar, tanto com palavras amigas como no aprendizado do programa Wolfram Mathematica. Aos amigos do LTTC e LMT Gino Andrade, Nilton Pereira, Diego Estumano, Breno Agra, Apoena Calil, José Mir, Martim Costa, Ali Allahyarzadeh, Camila Lacerda, Jean Monteiro, Andrés Villamil, Gabriel Verissimo, Carol Souza, Marcos Souza, Masoud Kashani, Tougri Inoussa, Renato Calado, Daniel Vieira e Jorge Antunes pela amizade e apoio durante todo esse tempo de mestrado. Aos servidores da UFRJ Wilson de Souza, Rosalia da Silva e Vera Noronha pela paciência e pelo apoio durante o período do Mestrado. À FAPEAM pela concessão de bolsa no período de estágio obrigatório. À CAPPES pelo apoio financeiro após o período de estágio, na forma de bolsa de Mestrado. v

6 Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.). SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E ETANOL Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto Fevereiro/2013 Orientadores: Albino José Kalab Leiroz Manuel Ernani de Carvalho Cruz Programa: Engenharia Mecânica A simulação numérica e a análise exergética de um motor de motocicleta de baixa cilindrada com misturas de gasolina e etanol são realizadas no presente trabalho. A simulação do motor é realizada com o apoio de um programa comercial e a análise exergética é feita usando um programa desenvolvido especificamente neste estudo, que necessita como dados de entrada os dados obtidos com o simulador de motores. Simulações do motor e análise exergética são conduzidas considerando as configurações originais do motor. Uma análise paramétrica é realizada considerando os efeitos sobre a eficiência exergética de alguns parâmetros como o fator de excesso de ar, a relação de compressão e o ponto de ignição do motor. Os resultados mostram que o aumento no teor de etanol na mistura de combustíveis proporciona um aumento na eficiência exergética e uma diminuição nos valores de exergia química dos gases de exaustão. Os resultados também indicam uma diminuição nos valores de eficiência exergética com o aumento da rotação do motor. vi

7 Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) COMPUTATIONAL SIMULATION AND EXERGETIC ANALYSIS OF A MOTORCYCLE ENGINE OF LOW DISPLACEMENT WITH GASOLINE AND ETANOL BLENDS Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto February/2013 Advisors: Albino José Kalab Leiroz. Manuel Ernani de Carvalho Cruz Department: Mechanical Engineering The numerical simulation and the exergy analysis of a typical low-displacement motorcycle engine with gasoline and ethanol blends are discussed in the present work. The engine simulation is accomplished with the support of a commercial code and the exergy analysis makes use of a specifically developed program that requires input data generated by the engine simulator. Engine simulations and exergetic analysis are conducted considering the engine factory settings. A parametric analysis is performed considering the effects on the exergetic efficiency of elected engine parameters such as the relative air/fuel ratio, the compression ratio and ignition timing. The obtained results show that increasing the ethanol content in the considered fuel mixture provides an increase in exergetic efficiency and a decrease in the values of chemical exergy of exhaust gases. The results also indicate a decrease in exergetic efficiency values with increasing engine speed. vii

8 SUMÁRIO 1. INTRODUÇÃO Motivação e Objetivos Organização da dissertação REVISÃO BIBLIOGRÁFICA Modelagem de motores de combustão interna Classificação dos modelos de combustão em MCI Simulações de MCI com modelos de combustão zerodimensionais Simulação de MCI com modelos de combustão quasidimensionais Simulação e trabalhos experimentais de motores de motocicleta Exergia e análise exergética Análise exergética de motores de combustão interna SIMULAÇÃO DO MOTOR DE MOTOCICLETA Descrição do programa AVL Boost Modelo de combustão adotado na simulação Modelo de transferência de calor adotado na simulação Modelo de atrito adotado na simulação Dados de entrada para a simulação no AVL Boost Validação do uso do programa AVL Boost para simulação de motores de motocicleta com gasolina e etanol Comparação com dados experimentais motor de motocicleta Comparação com dados de simulação motor de motocicleta Comparação com dados experimentais motor veicular flex Comparação com dados experimentais motocicleta flex CÁLCULOS DA ANÁLISE EXERGÉTICA DO MOTOR Propriedades termodinâmicas Cálculo das propriedades de cada substância viii

9 4.1.2 Propriedades de uma mistura de gases Cálculo da exergia da mistura Exergia termomecânica Exergia química e exergia total Exergia destruída Cálculo da exergia destruída Balanço exergético percentual Eficiências exergéticas RESULTADOS Dados de entrada Dados de entrada para a simulação do motor Dados de entrada para a análise exergética Resultados da simulação do motor com AVL Boost Massa dentro do cilindro Pressão no cilindro Calor transferido pela parede do cilindro Temperatura no cilindro Volume do cilindro Resultados da análise exergética nas configurações originais do motor e parâmetros de operação Variação da composição do combustível Variação da rotação do motor Resultados da análise exergética variando-se parâmetros de operação Variação do fator de excesso de ar Variação do ponto de ignição Variação da relação de compressão CONCLUSÕES E SUGESTÕES REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ix

10 ANEXO I TABELA DE VALORES DAS PROPRIEDADES TERMODINÂMICAS ANEXO II BALANÇOS DE EXERGIA ANEXO III TABELAS DAS EFICIÊNCIAS GLOBAIS x

11 LISTA DE FIGURAS Figura 2.1 Curvas de pressão e temperatura simuladas com o programa AVL Boost de um motor de motocicleta utilizando misturas de gasolina e etanol (adaptado de TUAN et al., 2011) Figura 2.2 Diagrama de Grassmann para um motor de combustão interna (adaptado de CARVALHO et al., 2013) Figura 2.3 Termos do balanço de exergia em um MCI de ignição por centelha durante a fase fechada do ciclo (adaptado de RAKOPOULOS, 2008b) Figura 3.1 Interface do software AVL Boost - motor de motocicleta monocilíndrico Figura 3.2 Balanço de energia no cilindro (adaptado de AVL, 2011a) Figura 3.3 Fração de massa de combustível queimada para um motor de ignição por centelha (adaptado de ALLA, 2002) Figura 3.4 Propagação da frente de chama do modelo Fractal (adaptado de AVL, 2011a) Figura 3.5 Fluxo de calor simulado com diversos modelos de transferência de calor em um motor de motocicleta de 125 cc em 4000 rpm a gasolina (adaptado de Wu et al., 2006) Figura 3.6 Comparação entre as curvas de pressão simulada com o AVL Boost neste trabalho e experimental de WU et al. (2007) YAMAHA 125 cc Gasolina E rpm Figura 3.7 Curvas de pressão simulada com o AVL Boost - E0 e E85 - YAMAHA 125 cc 4000 rpm Figura 3.8 Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost motocicleta 100 cc E rpm Figura 3.9 Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost motocicleta 100 cc E rpm Figura 3.10 Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost motocicleta 100 cc E rpm xi

12 Figura 3.11 Curvas de pressão simuladas neste trabalho com o software AVL Boost para diferentes misturas de gasolina e etanol motocicleta 100 cc 7500 rpm Figura 3.12 Comparação entre curvas de pressão simulada neste trabalho e experimental do trabalho de MELO (2012) FIAT FIRE 1.4 FLEX - Gasolina E rpm Figura 3.13 Potências simulada com o AVL Boost e experimental do trabalho de AZEVEDO NETO et al. (2011) para várias rotações H Figura 4.1 Valores do (J/mol.K) do N 2 obtidos com o NASA ThermoBuild e obtidos através da EPLVO de LANZAFAME e MESSINA (2005) Figura 4.2 Desvio relativo (%)entre valores obtidos do do N 2 através do NASA ThermoBuild e através da EPLVO de LANZAFAME e MESSINA (2005) Figura 4.3 Curvas do (J/kg.K) da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com o simulador AVL Boost - motocicleta 150 cc - H rpm Figura 4.4 Desvio relativo (%) entre os valores de da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com o simulador AVL Boost - motocicleta 150 cc - H rpm Figura 4.5 Curvas do (J/kg.K) da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com o simulador AVL Boost - motocicleta 150 cc H rpm Figura 4.6 Desvio relativo (%) entre os valores de da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com o simulador AVL Boost - motocicleta 150 cc H rpm Figura 5.1 Levantamento de válvulas (mm) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.2 Avanço de ignição (grau APMS) versus rotação do motor (rpm) Figura 5.3 Pressão (MPa) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.4 Temperatura (K) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.5 Massa da mistura (kg) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.6 Volume (m 3 ) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.7 Taxa de calor transferido (J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.8 Fração molar (-) do O 2 versus ângulo do virabrequim (grau) Figura 5.9 Massa da mistura de gases (kg) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75 e H rpm xii

13 Figura 5.10 Massa da mistura de gases (kg) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes rotações do motor (rpm) H Figura 5.11 Pressão instantânea da mistura de gases (MPa) versus ângulo do virabrequim (grau) para H0, H25, H50, H75 e H rpm Figura 5.12 Pressão instantânea da mistura de gases (MPa) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.13 Taxa de calor transferido entre a mistura de gases e as paredes do cilindro (J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau) para H0, H25, H50, H75 e H rpm Figura 5.14 Taxa de calor transferido entre a mistura de gases e as paredes do cilindro (J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.15 Temperatura instantânea da mistura de gases dentro do cilindro (K) versus ângulo do virabrequim (grau) para H0, H25, H50, H75 e H rpm Figura 5.16 Temperatura instantânea da mistura de gases dentro do cilindro (K) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.17 Volume instantâneo do cilindro (m 3 ) versus ângulo do virabrequim (grau) várias relações de compressão H rpm Figura 5.18 Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) H rpm Figura 5.19 Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) H rpm Figura 5.20 Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) H rpm Figura 5.21 Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) H rpm Figura 5.22 Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) H rpm Figura 5.23 Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm Figura 5.24 Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm Figura 5.25 Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm xiii

14 Figura 5.26 Trabalho liquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm Figura 5.27 Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm Figura 5.28 Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H rpm Figura 5.29 Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.30 Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.31 Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.32 Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.33 Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.34 Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) H Figura 5.35 Eficiência exergética do processo de compressão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.36 Eficiência exergética do processo de combustão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.37 Eficiência exergética do processo de expansão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.38 Eficiência exergética da fase fechada do ciclo (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.39 Eficiência exergética do processo de admissão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.40 Eficiência exergética do processo de escape (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.41 Eficiência exergética da fase aberta do ciclo (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.42 Eficiência exergética global (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.43 Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm xiv

15 Figura 5.44 Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.45 Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.46 Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.47 Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.48 Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.49 Eficiência exergética do processo de compressão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.50 Eficiência exergética do processo de combustão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.51 Eficiência exergética do processo de expansão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.52 Eficiência exergética da fase fechada do ciclo (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.53 Eficiência exergética do processo de admissão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.54 Eficiência exergética do processo de escape (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.55 Eficiência exergética da fase aberta do ciclo (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.56 Eficiência exergética global (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.57 Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Figura 5.58 Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Figura 5.59 Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Figura 5.60 Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm xv

16 Figura 5.61 Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Figura 5.62 Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Figura 5.63 Eficiência exergética do processo de compressão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.64 Eficiência exergética do processo de combustão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.65 Eficiência exergética do processo de expansão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.66 Eficiência exergética da fase fechada do ciclo (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.67 Eficiência exergética do processo de admissão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.68 Eficiência exergética do processo de escape (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.69 Eficiência exergética da fase aberta do ciclo (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.70 Eficiência exergética global (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.71 Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.72 Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.73 Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.74 Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.75 Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de H rpm Figura 5.76 Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de (-) H rpm Figura 5.77 Eficiência exergética do processo de compressão (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H xvi

17 Figura 5.78 Eficiência exergética do processo de combustão (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.79 Eficiência exergética do processo de expansão (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.80 Eficiência exergética da fase fechada do ciclo (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.81 Eficiência exergética do processo de admissão (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.82 Eficiência exergética do processo de escape (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.83 Eficiência exergética da fase aberta (%) do ciclo versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H Figura 5.84 Eficiência exergética global (%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H xvii

18 LISTA DE TABELAS Tabela 3.1: Valores padrão para os parâmetros do modelo Fractal (BOOST, 2011c) Tabela 3.2: Especificações do motor de motocicleta de 125 cc utilizado no trabalho de WU et al. (2007) Tabela 3.3: Valores de Pressão máxima e desvio relativo para diferentes combustíveis Motocicleta 100 cc 7500 rpm Tabela 3.4: Valores de emissões de poluentes em relação a E rpm Tabela 3.5: Valores de Pressão máxima (MPa) e desvio relativo (%) para diferentes combustíveis FIAT FIRE.14 FLEX Tabela 3.6: Valores de potência simulada e experimental para várias rotações do motor Tabela 4.1: Valores dos coeficientes, j=1,...,5, para o cálculo do [J/mol.K] (LANZAFAME e MESSINA, 2005), no intervalo de 100 K a 5000 K Tabela 4.2: Coeficientes, j=1,...,5, para o [J/mol.K], calculados no presente trabalho, das substâncias C 8 H 16 e C 2 H 5 OH no regime de gás ideal, no intervalo de 300 K a 4000 K Tabela 4.3: Valores de entalpia de formação e entropia absoluta a 25 C e 1 atm obtidos com o programa NASA ThermoBuild para as substâncias consideradas neste estudo Tabela 4.4: Valores de exergia padrão de algumas substâncias Tabela 5.1: Porcentagens em volume de cada espécie da mistura de combustíveis Tabela 5.2: Especificações técnicas do motor de motocicleta 150 cc flex utilizada neste trabalho Tabela 5.3: Duração da combustão e para diferentes rotações do motor H Tabela 5.4: Valores-base dos parâmetros principais da análise exergética Tabela 5.5: Balanço exergético percentual (%) para H0, H25, H50, H75 e H rpm Tabela 5.6: Eficiências exergéticas de cada processo para diferentes misturas 7500 rpm Tabela 5.7: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm) H xviii

19 Tabela 5.8: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm) H Tabela 5.9: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm) H Tabela 5.10: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm) H Tabela 5.11: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm) H Tabela 5.12: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.13: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.14: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.15: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.16: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.17: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Tabela 5.18: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Tabela 5.19: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Tabela 5.20: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Tabela 5.21: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) H rpm Tabela 5.22: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.23: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.24: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela 5.25: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm xix

20 Tabela 5.26: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de H rpm Tabela I.1: Valores das propriedades termodinâmicas - N Tabela I.2: Valores das propriedades termodinâmicas - O Tabela I.3: Valores das propriedades termodinâmicas CO Tabela I.4: Valores das propriedades termodinâmicas - CO Tabela I.5: Valores das propriedades termodinâmicas - H 2 O Tabela I.6: Valores das propriedades termodinâmicas - H Tabela I.7: Valores das propriedades termodinâmicas NO Tabela I.8: Valores das propriedades termodinâmicas OH Tabela I.9: Valores das propriedades termodinâmicas N Tabela I.10: Valores das propriedades termodinâmicas O Tabela I.11: Valores das propriedades termodinâmicas H Tabela II.1: Balanço exergético da fase fechada (J) para várias rotações do motor H Tabela II.2: Balanço exergético da fase fechada (J) para várias rotações do motor H Tabela II.3: Balanço exergético da fase fechada (J) para várias rotações do motor H Tabela II.4: Balanço exergético da fase fechada (J) para várias rotações do motor H Tabela II.5: Balanço exergético da fase fechada (J) para várias rotações do motor H Tabela II.6: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.7: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.8: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.9: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.10: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.11: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes (grau APMS) H rpm Tabela II.12: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes (grau APMS) H rpm xx

21 Tabela II.13: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes (grau APMS) H rpm Tabela II.14: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes (grau APMS) H rpm Tabela II.15: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes (grau APMS) H rpm Tabela II.16: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.17: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.18: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.19: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela II.20: Balanço exergético da fase fechada (J) para diferentes H rpm Tabela III.1: Eficiência exergética global (%) para diferentes (rpm) Tabela III.2: Eficiência exergética global (%) para diferentes valores de 7500 rpm Tabela III.3: Eficiência exergética global (%) para diferentes valores de (grau APMS) 7500 rpm Tabela III.4: Eficiência exergética global (%) para diferentes valores de 7500 rpm xxi

22 LISTA DE SÍMBOLOS Símbolos Coeficiente da equação de Wiebe (adimensional) Área (m 2 ) Diâmetro do cilindro Calor específico a pressão constante Dimensão fractal Exergia específica Exergia específica de fluxo Exergia Fração do calor de vaporização do combustível Entalpia específica Coeficiente de transferência de calor por convecção Irreversibilidade Irregularidades locais da frente de chama turbulenta Coeficiente da equação de Wiebe Massa total dentro do cilindro Massa molecular Potência efetiva Potência de atrito Potência indicada Pressão parcial do componente da mistura Pressão (m) (J/kg.K) (adimensional) (J/kg) (J/kg) (J) (adimensional) (J/kg) (W/m 2.K) (J) (mm) (adimensional) (kg) (g/mol) (kw) (kw) (kw) (Pa) (Pa) xxii

23 Pressão média efetiva de fricção Calor de vaporização do combustível Calor transferido (Pa) (J/kg) (J) Constante universal dos gases (J/mol.K) Entropia específica Entropia Geração de entropia Temperatura Energia interna específica Velocidade de escoamento turbulenta dos gases Volume específico Velocidade instantânea do pistão Volume do cilindro Trabalho Trabalho líquido Fração de combustível queimada Fração molar (J/kg.K) (J/K) (J/K) (K) (J/kg) (m/s) (m³/kg) (m/s) (m³) (J) (J) (adimensional) (adimensional) Letras gregas Fator de escala do enrugamento da superfície de frente de chama turbulenta Duração da combustão Variação da exergia entre os estados inicial e final Eficiência exergética Ângulo do virabrequim Ponto ou avanço de ignição (adimensional) (grau) (J) (adimensional) (grau) (grau APMS) xxiii

24 Relação ou razão de compressão Fator de excesso de ar Erro relativo Viscosidade cinemática (adimensional) (adimensional) (adimensional) (m 2 /s) Massa específica (kg/m 3 ) Rotação do motor (rpm) Subscritos Referente ao estado de referência Referente aos estados inicial e final de um sistema Referente ao processo de admissão Referente às perdas auxiliares por fricção Referente à mistura ar/combustível queimada Referente ao escoamento de blow-by Referente à bomba injetora Referente ao processo de combustão Referente ao comando de válvulas Referente ao combustível Referente ao processo de compressão Referente à entrada de um volume de controle Referente ao processo de escape Referente à vaporização do combustível Referente ao processo de expansão Referente às condições de formação Referente à fase aberta do ciclo xxiv

25 Referente à fase fechada do ciclo Referente à eficiência global Referente a um componente da mistura; ou ao início de um processo Referente a um escoamento laminar Referente a uma mistura de gases Referente à parede do cilindro Referente ao pistão Referente à transferência de calor Referente à saída de um volume de controle Referente a um escoamento turbulento Referente à mistura ar/combustível não queimada Referente ao virabrequim Referente ao trabalho líquido Sobrescritos Valor em base molar de uma grandeza Referente ao estado de referência Química Termomecânica xxv

26 LISTA DE SIGLAS ANP APMI APMS AVE DPMI E EAC EHC FVA H PCI PMI PMS Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis Antes do ponto morto inferior Antes do ponto morto superior Abertura da válvula de escape Depois do ponto morto inferior Teor de Etanol Anidro Combustível na Gasolina Etanol Anidro Combustível Etanol Hidratado Combustível Fechamento da válvula de admissão Teor de Etanol Hidratado Combustível na mistura de Gasolina E22 e Etanol Hidratado Combustível Poder calorífico inferior Ponto morto inferior Ponto morto superior xxvi

27 1. INTRODUÇÃO 1.1 Motivação e Objetivos Com o aumento do preço do petróleo e sua previsível escassez em um futuro não muito distante, atrelado a uma consciência ambiental crescente, busca-se por combustíveis alternativos à gasolina e ao diesel como hidrogênio, etanol, entre outros. Todavia, de acordo com MACLEAN e LAVE (2003), o progresso contínuo do aumento da eficiência de motores de combustão interna (MCI), redução na emissão de poluentes, e fornecimento a baixo custo da gasolina inibe o desenvolvimento de tecnologias de propulsão associadas a combustíveis alternativos. De acordo com SANTOS (2007), a necessidade de integração energéticoambiental impulsiona o estudo sobre energias alternativas para a substituição de fontes energéticas tradicionais. No âmbito dos combustíveis alternativos e renováveis, o Brasil já possui larga experiência. O uso consolidado do etanol como alternativa ao uso da gasolina e o desenvolvimento e a utilização do biodiesel fazem do Brasil referência mundial. Tanto é que, no ano de 2003, teve inicio no Brasil a montagem de veículos com tecnologia flex-fuel, permitindo ao usuário de veículos automotivos a opção de utilizar gasolina e etanol juntos e em qualquer proporção. Dois países estão na vanguarda dentre os que produzem e consomem etanol, Brasil e EUA. Ambos possuem a tecnologia flex-fuel, sendo que nos EUA foi adotado como limite máximo na mistura de gasolina/etanol o percentual em volume de até 85% de Etanol Anidro Combustível (EAC). Enquanto no Brasil, os veículos flex funcionam com até 100% de Etanol Hidratado Combustível (EHC), e a gasolina comum possui de 18 a 25% em volume de EAC (ANP, 2011a). Após enorme crescimento na venda de motocicletas no Brasil, e seguindo tendência nacional, os fabricantes de motocicletas investiram no desenvolvimento da tecnologia flex para motocicletas de baixa cilindrada. Em 2009 foi fabricada no Brasil a primeira motocicleta com tecnologia flex-fuel do mundo. Dessa forma, se faz necessário intensificar os estudos em MCI, tanto quando estes operam com combustíveis provenientes do petróleo quanto combustíveis alternativos, a fim de se auxiliar na decisão de qual o combustível mais adequado a ser utilizado nos próximos anos. Decisão difícil, pois não há um combustível que supere todos os demais em todos os parâmetros desejáveis. 1

28 Com o agravamento da poluição ambiental, as normas que limitam as emissões de poluentes de veículos automotivos leves, no Brasil e em outros países, estão ficando cada vez mais rigorosas. Tendo em vista a crescente participação dos ciclomotores dentro da frota nacional, e que os fatores de emissões destes serem bastantes elevados devido à tecnologia defasada empregada pelas montadoras brasileiras, o Governo Federal decidiu agir também neste segmento. Baseado na experiência da legislação europeia promulgou a Resolução CONAMA n.º297/02, instituindo o Programa de Controle da Poluição do Ar por Motocicletas e Veículos Similares - PROMOT, com limites de emissões para os ciclomotores, motociclos e similares VICENTINI (2011). Devido a esse fato tornou-se de grande importância o estudo e simulação de motores de motocicleta em busca de motores mais eficientes, isto é, que consumam menos combustível e emitam menos poluentes sem prejuízo ao desempenho. De acordo com BARROS (2003), até meados de 1960, o empirismo dominou o desenvolvimento tecnológico de MCI. A partir deste momento, o desenvolvimento tecnológico do computador tornou a simulação uma ferramenta importante na pesquisa de MCI, permitindo uma significativa melhoria de desempenho, redução de emissão de poluentes e viabilizando sistemas de controle mais eficientes. Segundo SOUZA JUNIOR (2009), a modelagem dos fluidos em motores de combustão interna é considerada um assunto de grande importância no ambiente acadêmico e de pesquisa, pois há necessidade de se obter informações sobre o comportamento do motor antes mesmo de sua fabricação. Torna-se de fundamental importância se entender o fenômeno da combustão em MCI, por ser um fenômeno de alta complexidade devido à coexistência de diversos processos como a cinética de muitas reações químicas de diferentes compostos orgânicos, escoamentos reativos, multifásicos e turbulentos. Com um modelo de simulação de um motor pode-se: estudar o comportamento do motor, desenvolver um melhor entendimento dos processos em estudo, identificar os parâmetros operacionais relevantes e diminuir os custos da pesquisa experimental, reduzindo assim o tempo e recursos gastos com protótipos e testes, e prever o comportamento do motor utilizando combustíveis diferentes (BECERRA, 1996). Durante muitos anos utilizou-se, com sucesso, modelos de simulação que se baseiam na Primeira Lei da Termodinâmica para a simulação de MCI. Entretanto, as análises de Primeira Lei são inadequadas para se estudar as irreversibilidades, isto é, não é possível identificar precisamente os processos que deterioram o potencial para realização de trabalho. 2

29 Uma melhor utilização de recursos energéticos pode ser conseguida pela redução da destruição de exergia (definida no Cap. 2) no interior de um sistema. O objetivo da análise exergética é a identificação dos processos onde a destruição de exergia e as perdas acontecem e que estas sejam organizadas tendo em vista a sua importância (MORAN e SHAPIRO, 2009). Dentro do contexto exposto, o presente trabalho tem como objetivo realizar a simulação computacional e a análise exergética de um motor de motocicleta bicombustível de baixa cilindrada, operando com diferentes proporções de gasolina e etanol. Para tal propõe-se modelar computacionalmente o motor com o apoio do simulador de motores AVL Boost. Para realizar a análise exergética será elaborado um código na plataforma Wolfram Mathematica que irá utilizar como dados de entrada os resultados obtidos no simulador de motores. A partir da integração do simulador de motores e do programa de análise exergética, mostrada posteriormente no Cap. 4, passa a ser possível alterar parâmetros de funcionamento do motor e tipos de combustíveis, e analisar o impacto sobre a destruição de exergia durante os processos que compõem o ciclo de funcionamento do motor: admissão, compressão, combustão, expansão e escape. 1.2 Organização da dissertação No Cap. 2 é apresentada uma revisão da literatura para os modelos de combustão em motores, simulação de motores com gasolina e etanol, análise exergética e análise exergética de motores de combustão interna. No Cap. 3 é apresentada a descrição do programa AVL Boost, software de simulação de motores, juntamente com os dados de entrada e modelos de combustão, transferência de calor e fricção adotados para a simulação do motor de motocicleta. Também é apresentada no Cap. 3 a validação do simulador de motores AVL Boost a partir de comparações realizadas entre os resultados aqui obtidos com o programa e resultados de simulações de motores com misturas de gasolina e etanol encontrados na literatura. No Cap. 4 são apresentados os equacionamentos necessários para a realização da análise exergética do motor de motocicleta. Também são apresentados os cálculos das propriedades termodinâmicas da mistura ar/combustível tais como calor específico, entalpia, entropia e exergias específicas. 3

30 No Cap. 5 são apresentados os resultados obtidos através de simulações com o programa AVL Boost para o motor de motocicleta deste estudo. No Cap. 5 também se apresentam os gráficos e as tabelas dos resultados obtidos através do programa elaborado no Wolfram Mathematica para a análise exergética do motor com diferentes misturas de gasolina e etanol. No Cap. 6 são discutidas as conclusões e sugestões de trabalhos futuros a partir dos dados obtidos com as simulações do motor de motocicleta. 4

31 2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA De acordo com RAKOPOULOS e GIAKOUMIS (2006), modelos termodinâmicos de MCI têm servido como ferramentas efetivas para análise do desempenho do motor e da sensibilidade de diversos parâmetros de operação. Por outro lado, desde há muito se compreendeu que a tradicional análise de Primeira Lei, que é necessária para modelar os processos do motor, frequentemente falha em dar ao engenheiro a melhor visão sobre o funcionamento de um MCI. A fim de analisar o desempenho do motor, isto é, avaliar as ineficiências associadas a vários processos, a análise de Segunda Lei da Termodinâmica deve ser aplicada. Neste capítulo será apresentada uma revisão de literatura acerca da modelagem de motores, classificação dos modelos de combustão, trabalhos envolvendo motores de motocicleta e análises de Primeira e Segunda Lei de MCI. 2.1 Modelagem de motores de combustão interna Na simulação de MCI é necessária atenção na escolha do modelo de combustão, pois ele influenciará fortemente os resultados obtidos. A escolha dependerá do número de dados experimentais disponíveis para a simulação e dos fenômenos a serem analisados. Nesta seção será apresentada a classificação dos modelos de combustão e alguns trabalhos nacionais e internacionais acerca de simulação de MCI que utilizam diferentes modelos. Onde serão apresentados alguns conceitos de fundamental importância utilizados neste estudo Classificação dos modelos de combustão em MCI De acordo com SOUZA JUNIOR (2009), a modelagem do fenômeno da combustão, principalmente na última década, apresentou significativos avanços. Entretanto, a complexidade desse fenômeno ainda oferece muitos obstáculos, os quais devem ser cuidadosamente analisados e avaliados como relevantes ou não para a construção de um modelo confiável para cada caso. HEYWOOD (1988) fornece uma introdução muito boa para o assunto e enfatiza a interdependência e complexidade da combustão em motores. HEYWOOD (1988) 5

32 comenta que a combustão em MCI ocorre tridimensionalmente em uma geometria complexa, dependente do tempo, em um escoamento turbulento, com um combustível contendo uma mistura de hidrocarbonetos e com reações de combustão mal compreendidas. Na literatura são encontradas diversas classificações dos modelos de combustão em motores, dentre elas destacam-se as dos trabalhos de BARROS (2003), STONE (1999), HEYWOOD (1980), NIGRO (2006) e RAMOS (1989), como exposto abaixo. Uma classificação de modelos de combustão é apresentada por STONE (1999), sendo que este adota a mesma divisão de HEYWOOD (1980), dividindo os modelos em três categorias: zero-dimensionais, quasi-dimensionais e multidimensionais. Segundo STONE (1999), todos os modelos visam fazer previsões de eficiência, desempenho e emissões do motor a pistão. Zero-dimensional ou Fenomenológico utiliza modelos empíricos para modelar o fenômeno de transferência de calor em motores. O tempo é a única variável independente. Quasi-dimensional separa a mistura ar/combustível em duas zonas: zona queimada e zona não queimada, e utiliza um submodelo para estimar a turbulência dentro da câmara. O tempo ainda é a única variável independente. Multi-dimensional similares aos modelos quasi-dimenionais quanto à divisão da câmara em duas zonas. Utilizam sistemas de equações diferenciais parciais para o cálculo da conservação da massa, quantidade de movimento, energia e espécies em uma ou mais dimensões, com o objetivo de prever a propagação da chama. Envolvem além do tempo como variável independente uma ou mais dimensões espaciais. BARROS (2003) adota a classificação de STONE (1999) e adiciona um quarto grupo, referente a modelos algébricos para tornar a classificação mais abrangente, sendo que os modelos algébricos utilizam um sistema de equações derivadas de relações da termodinâmica clássica, associadas a eficiências que corrigem os resultados do ciclo ideal para um ciclo real. Os sistemas de controle em tempo real utilizam este tipo de modelo devido ao seu baixo custo computacional e a facilidade de se introduzir correções empíricas para um motor específico. NIGRO (2006) divide os modelos de combustão de maneira bem simplificada, em zero-dimensional ou termodinâmicos e multi-dimensionais, dependendo se as equações de governo incluem ou não variáveis espaciais. O autor também comenta 6

33 que, dependendo do fenômeno a ser analisado e os recursos computacionais disponíveis, podem-se assumir certas hipóteses simplificadoras e desprezar algumas coordenadas do conjunto de variáveis independentes, reduzindo significativamente o custo computacional. Por exemplo, é muito comum em simulações de múltiplos dutos de admissão e escape fazer análise unidimensional, mantendo apenas a direção axial do tubo e uma seção transversal média. Outra nomenclatura é proposta por RAMOS (1989) que divide os modelos de combustão em quatro grupos: zona-simples, multizona, unidimensional e multidimensional. De acordo com a divisão apresentada por STONE (1999), a modelagem de zona-simples equivale ao modelo zero-dimensional, a modelagem multizona a um modelo quasi-dimensional, e a modelagem unidimensional e multidimensional a um modelo multidimensional. Neste trabalho será adotada a divisão de modelos apresentadas no trabalho de STONE (1999) Simulações de MCI com modelos de combustão zerodimensionais Este modelo utiliza um sistema de equações diferenciais ordinárias, associadas a uma série de modelos empíricos para simular o motor. As características internas obtidas do escoamento representam valores médios. Um método numérico típico de solução do sistema de equações resultantes é o Runge-Kutta (BARROS, 2003). ALLA (2002) realiza uma introdução acerca de simulação de motores de ignição por centelha quatro tempos. A maioria dos parâmetros que afetam o desempenho em MCI como razão ar/combustível, razão de compressão, ponto de ignição, duração da combustão e taxa de liberação de calor na combustão são investigados em seu trabalho. ALLA (2002) utiliza e equação de Wiebe para modelar taxa de queima do combustível versus ângulo do virabrequim. Como resultado, foi encontrado um aumento na eficiência térmica com o aumento da razão de compressão e um decréscimo da eficiência com o aumento da duração de combustão. Aumentando-se os valores de avanço de ignição, a eficiência térmica passa por um ponto ótimo para depois decrescer. Esse comportamento é justificado pelo autor pela variação do ângulo do pico de pressão e sua proximidade com o ponto morto superior (PMS). Comportamento similar é encontrado quando se aumenta a razão 7

34 ar/combustível, mas é justificado pela variação provocada na curva de fração de massa queimada. SANTOS JUNIOR (2004) simulou um MCI de ignição por centelha com gás natural (GNV) utilizando o mesmo sistema de equações proposto no trabalho de ALLA (2002), que considera a razão entre os calores específicos constante durante os processos que compõem a fase fechada do ciclo de funcionamento do motor que compreende os processos de compressão, combustão e expansão. Para modelar o processo de combustão, SANTOS JUNIOR (2004) adota a equação de Wiebe. MELO (2007) realiza simulações computacionais de um motor de ignição por centelha com tecnologia flex-fuel com gasolina, etanol hidratado e GNV durante os processos de compressão, combustão e expansão. Foram desenvolvidas equações do calor específico à pressão constante, em função da temperatura para os combustíveis nacionais. O processo de combustão é modelado pela equação de Wiebe. Para cada combustível são ajustados os parâmetros de Wiebe através de comparação entre as curvas de pressão simuladas e experimentais. Como resultados são encontradas boas correlações entre as curvas de pressão simuladas e experimentais. SOUZA JUNIOR (2009) utiliza a mesma metodologia apresentada no trabalho de MELO (2007), mas para simular um motor de ignição por compressão, utilizando como combustíveis o diesel comercial (B3) e biodiesel. A modelagem da combustão é feita através da função dupla de Wiebe, que descreve a taxa de liberação de energia cedida pelo combustível durante as fases da combustão pré-misturada e da combustão difusiva. Como resultados são encontrados erros entre valores de pressão simulados e experimentais inferiores a 8%. TENG et al. (2011) investigam as flutuações de pressão nos dutos de admissão e escape de um motor monocilíndrico de ignição por compressão, e para tal utilizam o software AVL Boost para a simulação do motor e utilizam o modelo zero-dimensional de Wiebe para simular o processo de combustão. Os autores comparam os resultados de simulação com resultados experimentais e observam pequenos desvios e concluem que o programa AVL Boost pode ser usado com o intuito de averiguar o escoamento nos dutos de admissão e escape. 8

35 2.1.3 Simulação de MCI com modelos de combustão quasidimensionais Este modelo utiliza um sistema de equações diferenciais ordinárias, associadas também a uma série de modelos semi-empíricos, tais como de turbulência e de chama turbulenta. Normalmente, envolve como variáveis independentes o tempo, ou ângulo da árvore de manivelas, e uma dimensão axial. Um dos métodos mais usados para solução do sistema de equações é o Método das Características (BARROS, 2003). BAYRAKTAR (2005) estuda os efeitos da adição de etanol à gasolina sobre um MCI monocilíndrico de ignição por centelha no desempenho e emissões, onde são realizados experimentos e simulações computacionais. Para a simulação do motor, um modelo quasi-dimensional, que foi primeiramente elaborado pelo autor para simulação de MCI a gasolina, é adaptado para misturas de gasolina e etanol. Como resultados, foram encontrados que a adição de etanol à gasolina leva a uma mudança no formato da curva de liberação de energia, ocasionando um aumento nos picos de pressão e temperatura e uma diminuição na duração de combustão. Referente às emissões, foi encontrado que a adição de etanol diminui drasticamente os valores de emissões para CO, entretanto, ocasionando um aumento nas concentrações de NO, justificado pelos valores de temperatura mais elevados alcançados com o etanol. RIVAS (2011) realiza uma avaliação no modelo de duas zonas Fractal, com a adição de um submodelo para simular a interação chama/parede do processo de combustão. Em seu trabalho é apresentado passo-a-passo a fenomenologia do modelo Fractal, juntamente com o novo sistema de equações diferencias a ser resolvido com a adição do submodelo da interação chama/parede. O modelo foi validado com resultados experimentais, e como resultado foi encontrado que quando o submodelo chama/parede não é considerado a curva de liberação de energia é superestimada no final do processo de combustão, como também a curva de pressão. Quando o submodelo de interação chama/parede é considerado, são obtidos valores mais próximos aos experimentais. CARVALHO (2011) propôs em seu trabalho uma nova ferramenta para análise de plantas energéticas que utilizam MCI, que consiste em uma modelagem integrada do simulador de motores AVL Boost a um simulador de processos, permitindo uma representação preditiva do comportamento do MCI na planta, e para simular a combustão utilizou o modelo de duas zonas Fractal, justificando a sua escolha pelo fato deste modelo ser preditivo e capaz de calcular como a liberação de energia ocorre 9

36 para diferentes combustíveis. Os resultados indicam que não houve restrição quanto ao emprego do modelo Fractal para diferentes combustíveis e condições de operação, proporcionando à modelagem integrada a possibilidade de mudança de combustíveis e condições de operação sem novos ajustes do modelo Fractal. MELO (2012) estudou a influência da adição de diferentes teores de etanol hidratado à gasolina no desempenho e emissões de um MCI de ignição por centelha, e para tal, utilizou o modelo Wiebe Duas Zonas. Foram realizados experimentos para a medição do desempenho e emissões e também foram obtidas as curvas de pressão para diferentes condições de operação. Os dados experimentais foram utilizados para validar a simulação computacional com o programa AVL Boost e comparar e eficácia do modelo Wiebe Duas Zonas quanto à sua capacidade preditiva referente às emissões de alguns poluentes. Como resultados, MELO (2012) encontrou que os perfis das curvas de pressão simuladas para diferentes cargas ficaram próximos aos valores experimentais. Entretanto, a cada nova mistura de gasolina e etanol foram necessários os ajustes dos parâmetros do modelo de combustão Wiebe Duas Zonas, para se obter uma boa proximidade com os valores experimentais de emissões. Sendo observado que o modelo Wiebe Duas Zonas não foi preditivo referente às emissões em motor veicular quando se varia a composição do combustível. 2.2 Simulação e trabalhos experimentais de motores de motocicleta Nesta seção será apresentada uma revisão de trabalhos envolvendo motores de motocicletas dos últimos dez anos, organizados em ordem cronológica, encontrados na literatura nacional e internacional. São apresentados tanto os que utilizaram simulações computacionais como ferramenta de análise como os que realizaram experimentos em bancadas de testes de MCI. LI et al. (2003) realizaram modificações em um motor de motocicleta de 125cc originalmente a gasolina para operar com etanol. Os efeitos do tempo de injeção de combustível, relação ar/combustível e avanço de ignição sobre a potência de saída, consumo de combustível e emissão de poluentes do motor foram avaliados em uma bancada de testes. Os autores concluem que o etanol seria um combustível promissor para ser utilizado em motores de motocicleta, pois nos testes realizados foi encontrado um aumento de 5,4% e 1,6% na potência e torque máximos, e uma redução nos níveis de emissão de CO, NO x e HC. Entretanto, os autores alertam para o aumento 10

37 significativo de 50% no consumo de combustível do etanol quando comparado com a gasolina. Os autores sugerem que se houvesse um aumento na relação de compressão do motor melhores resultados referentes ao consumo de combustível poderiam ser obtidos. JIA et al. (2005) estudaram as características das emissões de uma motocicleta quatro tempos, 125 cc, através de análise por cromatografia gasosa. Foram utilizadas as misturas de gasolina/etanol E0 e E10, onde E representa quantida de etanol anidro na mistura gasolina e etanol. Os resultados indicam que as emissões de CO e HC nos gases de escape do motor são mais baixas com a operação de E10, em comparação com a utilização de gasolina sem chumbo, ao passo que o efeito da adição etanol sobre a emissão de NO x não é significativa. Entretanto, foi encontrado com E10 um aumento das emissões de etileno, acetaldeído e etanol em relação à gasolina. WU et al. (2007) simularam um motor de motocicleta de 125 cc com gasolina com o apoio do programa Matlab. Os autores desenvolveram modelos para calcular o escoamento e as perdas de carga nos dutos de admissão e escape e, em busca da melhor configuração, realizaram mudanças nos valores do diâmetro e comprimento dos dutos, e compararam os valores obtidos na simulação de pressão, (pressão média efetiva de atrito), torque, eficiência volumétrica com valores obtidos em experimentos. Os autores utilizaram para modelar o fenômeno da combustão o modelo zero-dimensional de Wiebe. Após ajustar os parâmetros da equação de Wiebe obtiveram uma ótima correlação com os resultados experimentais de pressão. LIN et al. (2008) examinaram os efeitos da variação da porcentagem do etanol na mistura gasolina/etanol (E0, E3, E10, E20, E30, E40) sobre a razão ar/combustível e emissões em motocicleta carburada de 125 cc, em testes realizados em dinamômetro. Os autores reportam problemas de partida no motor com concentrações de etanol superiores a 60%. Referente às emissões, os autores encontraram que, em geral, quando as concentrações de etanol são aumentadas, as emissões de CO diminuem, as emissões de HC primeiramente diminuem e depois aumentam, e as emissões de NO x primeiramente aumentam e depois diminuem. YAO et al. (2009) também investigaram as emissões de CO, NO x e HC de uma motocicleta 125 cc carburada com gasolina pura (E0), E3, E10, E15 e E20, em um dinamômetro chassi. Como resultados, foram encontradas reduções nas emissões de CO e NO x e um aumento nas emissões de HC. PEÑARANDA et al. (2010) geraram mapas de calibração de tempos de injeção de combustível de um motor de motocicleta de 35 cc, através de simulações com o programa de simulação de motores GT-POWER, e utilizaram gasolina e etanol como 11

38 combustível. Após as simulações, os autores utilizaram os resultados obtidos de tempos de injeção em um motor instrumentado acoplado a um dinamômetro, onde foram realizadas várias medições. Com base na comparação entre os resultados obtidos pelas simulações e os dados experimentais, os autores concluem que a predição dos valores de controle de um motor de combustão interna através de simulações numéricas permite uma calibração precisa da unidade de controle eletrônico, e os erros obtidos nas simulações são gerados pelas hipóteses e modelos adotados. AZEVEDO NETO et al. (2010) realizaram ensaios de emissões em dinamômetro veicular de motocicleta com injeção eletrônica com tecnologia flex-fuel 150 cc com misturas de gasolina e etanol. Os combustíveis utilizados foram H0, H50 e H100, onde o H representa a porcentagem de etanol hidratado combustível (EHC) na mistura de gasolina E22 (com 22% v/v de etanol anidro) e EHC. Como resultados, os autores encontram que, com os três combustíveis, a motocicleta flex-fuel utilizada nos testes não apresentou problemas em atender os limites de CO, HC e NO x especificados pela legislação de emissões vigente no Brasil, PROMOT III. Entretanto, observou-se que nas emissões de CO, os valores diminuem quando se utilizam os combustíveis H75 e H100 em relação à gasolina E22 (H0), apresentado melhores resultados com o H75, fato que tem relação com o aumento do consumo, quando se utiliza o H100. Já nos resultados das emissões de HC, observam-se valores muito próximos da H0 e do H100, obtendo novamente melhores resultados com o combustível H75. E nos resultados de NO x não foram observadas discrepâncias significativas com os três combustíveis. Dando prosseguimento aos seus estudos, AZEVEDO NETO et al. (2011) realizaram ensaios em dinamômetro veicular visando analisar o desempenho de motocicleta flex-fuel 150 cc referente a torque, potência e velocidade com gasolina E22, H75 e EHC. Os estudos mostraram que utilizando o combustível EHC foram obtidos os melhores resultados de torque, potência e velocidade máximos, enquanto que com E22 foram obtidos os valores mais baixos. Os valores de torque, potência e velocidade obtidos com F75 ficaram entre os valores da Gasolina E22 e o EHC. Os autores concluem que, referente ao desempenho, o EHC se apresentou como uma boa opção de combustível em motores de motocicleta de baixa cilindrada. TUAN et al. (2011) realizaram simulações de um motor de motocicleta carburada de 100 cc, originalmente a gasolina, com várias misturas de gasolina e etanol (E0, E5, E10, E20 e E85), utilizando o programa de simulação de motores AVL Boost e modelo de combustão Fractal. O objetivo era analisar os efeitos da adição de etanol na potência e emissões mantendo-se a vazão de combustível constante, isto é, 12

39 sem nenhuma alteração no sistema de injeção de combustível. Como resultados, os autores encontraram que a redução no valor de potência em relação à gasolina é inferior a 3,3% até concentrações de 20% de etanol da mistura, entretanto, chegando a valores superiores a 35% com E85. O valor elevado na redução de potência quando se utiliza E85 é justificado pelos autores pelo fato da vazão de combustível ter sido mantida constante, o que resultou em uma mistura pobre de combustível, ocasionando baixos valores de picos de pressão dentro do cilindro com misturas com maior concentração de etanol, como pode ser observado na Fig Quanto às emissões, os autores encontraram que, com altas concentrações de etanol ocorreram reduções nos valores de CO, NO x e HC. Figura 2.1 Curvas de pressão e temperatura simuladas com o programa AVL Boost de um motor de motocicleta utilizando misturas de gasolina e etanol (adaptado de TUAN et al., 2011). YANG et al. (2012) analisaram as emissões de CO 2, CO, NO x e HC de uma motocicleta de baixa cilindrada em um dinamômetro veicular rodando com gasolina pura (E0) e E3. Os autores justificaram a escolha dos combustíveis dos testes afirmando que até 10% de etanol na mistura não são necessárias alterações na motocicleta, mas para se ter uma margem de segurança, utilizaram uma mistura com até 3% de etanol. Os resultados mostraram um decréscimo nas emissões de CO e HC quando se utilizou E3 em relação à gasolina pura de, respectivamente, 20% e 5,3%. Entretanto, foram encontrados através dos testes aumentos nos valores das emissões de 5,2% para o NO x e 2,6% para o CO 2 quando se utilizou E3. Pode-se observar nos estudos apresentados nesta subseção que o foco principal da maioria dos trabalhos envolvendo motores de motocicleta foi de avaliar as emissões de poluentes. Não foi encontrado em nenhum trabalho, nesta revisão bibliográfica, um estudo mais aprofundado acerca dos efeitos da variação de 13

40 parâmetros de operação sobre a combustão de diferentes misturas de gasolina e etanol hidratado em motor de motocicleta. 2.3 Exergia e análise exergética De acordo com CARVALHO (2011), a palavra exergia foi apresentada pela primeira vez em 1953, durante um congresso científico, pelo professor esloveno Zoran Rant. Os conceitos de exergia foram apresentados por Josiah Gibbs em Entretanto, suas bases termodinâmicas fundamentais foram lançadas quase cinquenta anos antes por Sadi Carnot. Em seu artigo de 1824, Reflexões sobre a potência motriz do fogo, onde Carnot afirma que: [...] a produção de calor exclusivamente não é suficiente para gerar potência propulsora: é necessário que também exista o frio; sem isso, o calor seria inútil. E de fato, se encontrássemos ao nosso redor somente corpos tão quentes como nossas fornalhas, como poderíamos condensar o vapor? O que poderíamos fazer com ele, uma vez produzido? Não podemos presumir que poderíamos descarregar na atmosfera, como ocorre em alguns motores; a atmosfera não iria recebê-lo. Ela o recebe nas circunstâncias atuais das coisas, somente porque cumpre o papel de um enorme condensador, porque tem uma menor temperatura. Neste trecho, Carnot observa que sem uma diferença de temperatura não é possível à obtenção de potência propulsora. Nota-se, desta maneira, que o potencial de geração de trabalho de um determinado sistema não é possível de ser obtido olhando-se apenas para o sistema isoladamente, é necessário também observar o ambiente. Esta constatação seria utilizada posteriormente para a definição da exergia. Muitas nomenclaturas já foram utilizadas no lugar de exergia e, segundo GALLO (1990), esta já foi chamada de energia disponível, disponibilidade, energia utilizável, trabalho útil máximo e essergia. Dentre as definições encontradas na literatura tem-se, por exemplo, a de MORAN e SHAPIRO (2009) que definem a exergia como o máximo trabalho teórico possível de ser obtido a partir de um sistema global, composto por um sistema e o ambiente, conforme este entra em equilíbrio com o ambiente (atinge o estado morto). É interessante notar que, ao contrário da energia, a exergia associada a um fluxo (ou sistema) não se conserva, sendo sempre reduzida à medida que existem 14

41 irreversibilidades inerentes ao processo de conversão de energia (PELLEGRINI et al., 2005). Quando é realizada uma análise exergética, a confirmação de pontos onde em um processo poderão ocorrer perdas será identificada com certa facilidade, visto que são nesses pontos onde ocorre a maior destruição da exergia. Esta destruição de exergia é função das irreversibilidades do processo ou da degradação da qualidade dos recursos energéticos (KOTAS, 1985). De acordo com COSTA (2007), a análise exergética permite a avaliação da conversão de energia, uma vez que proporciona uma ferramenta para uma clara discussão entre perdas de exergia para o meio ambiente e irreversibilidades internas e externas do processo. Para reduzir as perdas é necessário primeiramente quantificálas e este é o objetivo das análises de Segunda Lei (RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006). Segundo TSATSARONIS e PARK (2002), é inapropriado utilizar a eficiência exergética isoladamente para comparar o desempenho de diferentes componentes de um sistema termodinâmico, pois cada processo possui, intrinsecamente, uma quantidade de destruição de exergia evitável e inevitável, tendo desta forma eficiências exergéticas típicas diferentes. 2.4 Análise exergética de motores de combustão interna Segundo RAKOPOULOS e GIAKOUMIS (2006), a destruição de exergia frequentemente chamada de irreversibilidade é a fonte do aproveitamento incompleto do combustível em motores de combustão interna de ignição por centelha e ignição por compressão. A redução das irreversibilidades pode levar a um melhor desempenho do motor através da exploração mais eficiente do combustível. Os autores declaram que os objetivos da análise de Segunda Lei para MCI são: Avaliar os vários processos e dispositivos calcular a capacidade de cada um destes para a produção de trabalho. Identificar os processos em que a destruição de exergia ocorre e para detectar as fontes para essas destruições. Quantificar as várias perdas e destruições no sistema. Analisar o efeito de diferentes projetos sobre parâmetros termodinâmicos da destruição de exergia e perdas. 15

42 Propor técnicas para a minimização da destruição de exergia e perdas, para aumentar a eficiência geral. Propor métodos para diminuir as destruições de exergia mais precisamente nos gases de exaustão e na transferência de calor por hora ignoradas nas análises convencionais. Definir a eficiência de forma que diferentes aplicações podem ser estudadas e comparadas, e as possíveis melhorias mensuradas. CARVALHO et al. (2013) apresentam o diagrama de Grassmann para um MCI (Fig. 2.1) a partir dos resultados obtidos com o simulador de motores AVL Boost e o simulador de processos IPSEpro. Sendo esses diagramas muito utilizados por KOTAS (1995) para esquematizar um fluxo de energia e exergia de um processo termodinâmico. Na Fig. 2.1 é possível observar que uma grande parcela da exergia do combustível é perdida através do sistema de exaustão e do sistema de refrigeração de água do motor. De acordo com COSTA (2007), os valores elevados de exergia dos gases de exaustão indicam a possibilidade do aproveitamento destas em um sistema de cogeração. Figura 2.2 Diagrama de Grassmann para um motor de combustão interna (adaptado de CARVALHO et al., 2013). 16

43 De acordo com MORAN e SHAPIRO (2009), se os gases de exaustão de um MCI forem descarregados diretamente para as suas vizinhanças, o potencial para o desenvolvimento de trabalho desses gases será perdido. No entanto, algum trabalho poderia ser produzido se esses gases fossem escoados para uma turbina. Esse princípio é utilizado pelos turboalimentadores adicionados em alguns motores de combustão interna. Entretanto, mesmo em motores turbo-alimentados, ainda há uma grande parcela da exergia do combustível que é destruída através do calor rejeitado nos gases provenientes da combustão. Uma forma de diminuir a temperatura dos gases de exaustão é através da utilização de combustíveis com menor poder calorífico, mas que de alguma forma venha a compensar o baixo valor energético. Como exemplo tem-se o etanol, que possui um poder calorífico inferior (PCI) menor que o da gasolina, entretanto possui um número mais elevado de octanas, podendo desta forma trabalhar com relações de compressão mais elevadas, aumentando por sua vez a eficiência do motor segundo EYIDOGAN et al. (2009). RAKOPOULOS e GIAKOUMIS (2006) também observam que as ações que efetivamente promovem um aumento na eficiência exergética apontam para o aumento nas pressões e temperaturas no processo de combustão, o aumento da razão de compressão, melhor isolamento térmico das paredes do motor e o aumento da pressão de sobrealimentação. Muitas vezes, entretanto, a redução das irreversibilidades no processo de combustão não é necessariamente traduzida em um aumento na potência do eixo, mas na maior exergia perdida para as paredes da câmara ou para os gases de exaustão (CARVALHO, 2011). DANIEL e ROSEN (2002) pesquisaram as emissões de ciclo de vida de vários combustíveis e automóveis, e chegaram à conclusão que a exergia química restante nos gases de descarga é um bom indicador do seu impacto ambiental. Alguns estudiosos poderiam sugerir a utilização de veículos elétricos por possuírem emissão zero de poluentes atmosféricos. Entretanto, os autores analisaram treze caminhos diferentes de ciclo de vida, para diversos combustíveis. Também incluíram veículos elétricos e elétrico-híbridos. Chegaram à conclusão que o descarte das baterias desses veículos podem exceder as emissões de veículos convencionais devido ao seu alto valor de exergia química residual. RAKOPOULOS et al. (2008a) fizeram a análise exergética de um motor de ignição por centelha com misturas de gás natural e hidrogênio. Concluíram que um dos principais motivos pelos quais a combustão do hidrogênio leva a menores irreversibilidades, quando comparada com a combustão de hidrocarbonetos, deve-se à 17

44 particularidade em que duas moléculas simples (hidrogênio e oxigênio) são combinadas em uma única molécula (água), contrariamente ao que ocorre na quebra de uma longa cadeia de um hidrocarboneto. Dando prosseguimento a estudos anteriores, RAKOPOULOS et al. (2008b) utilizam um modelo de combustão multi-zona com o objetivo de investigar mais a fundo as irreversibilidades presentes no processo de combustão em um MCI de ignição por centelha. Uma das ferramentas utilizadas em seus estudos foi a de observar a mudança nos termos do balanço de exergia dentro do cilindro durante a fase fechada do ciclo, fase onde as válvulas de admissão e escape se encontram fechadas, em função do ângulo do virabrequim (Fig. 2.3), onde pode ser visualizada claramente a influência do processo de combustão em todos os termos do balanço. Figura 2.3 Termos do balanço de exergia em um MCI de ignição por centelha durante a fase fechada do ciclo (adaptado de RAKOPOULOS, 2008b). GALLO e MILANEZ (1992) estudaram, sob a ótica da Segunda Lei, a combustão da gasolina e do etanol, utilizados separadamente em um motor veicular. A simulação do motor foi realizada utilizando o modelo de combustão de Wiebe, adotando um valor fixo de duração de combustão para a gasolina e para o etanol. Os efeitos da variação do avanço de ignição, da duração da combustão e da rotação do 18

45 motor sobre a eficiência exergética foram determinados. Os autores encontram que a eficiência de combustão é maior para o etanol, ainda que se compare à combustão da gasolina na mesma faixa de razão de compressão. SEZER et al. (2009) realizaram análise exergética de um motor de ignição por centelha utilizando combustíveis oxigenados (metanol e etanol) e um não oxigenado (gasolina). Nos resultados de seus estudos, SEZER et al. (2009) encontraram que o valor das irreversibilidades decresceram, quando utilizaram combustíveis oxigenados em comparação com a gasolina. Os estudos apresentados nesta seção indicam que, por suas propriedades físico-químicas, utilizando somente o etanol ou em misturas com a gasolina é possível obter uma redução das destruições de exergia e, consequentemente, um aumento na eficiência de Segunda Lei. LIOR e RUDY (1988) analisaram os impactos da mudança nos valores de razão de compressão ( 3,0; 6,2; 9,0) e fator de excesso de ar ( 1,0; 2,0; 4,0) sobre os valores de eficiência exergética, em um motor idealizado funcionando através do ciclo Otto. LIOR e RUDY (1988) encontraram que incrementando o valor do fator de excesso de ar, a eficiência exergética do motor aumenta para depois começar a decrescer em misturas muito pobres em combustível. Os autores também encontraram que aumentando o valor da razão de compressão do motor obtém-se um aumento no valor da eficiência exergética. RAKOPOULOS (1993) deu prosseguimento ao trabalho de LIOR e RUDY (1988), mas realizou uma análise exergética de um motor de ignição por centelha real. Foram utilizados, como dados de entrada para a simulação, valores experimentais de tempo de ignição, abertura e fechamento de válvulas e as concentrações das espécies químicas medidas a cada grau do virabrequim. Foi realizada uma análise paramétrica da influência do fator de excesso de ar ( 0,83; 1,00; 1,25), do ponto de ignição ( 15; 20; 30 grau APMS) e da razão de compressão ( 5,0; 7,0; 9,0) sobre os valores da exergia da mistura ar/combustível. RAKOPOULOS (1993) observou que aumentando o valor da razão de compressão do motor são obtidos valores mais elevados de eficiência exergética, e são obtidos valores menores de exergia dos gases de exaustão. Aumentando-se o fator de excesso de ar, foram obtidos valores mais elevados de eficiência exergética. Adiantando o ponto de ignição, foram obtidos valores mais elevados de eficiência exergética e valores menores da exergia dos gases de exaustão. Também foi observado que, adiantando-se o ponto de ignição obtém-se um aumento da exergia transferida via calor que, segundo RAKOPOULOS (1993), é justificada pelo o aumento do tempo que os gases em temperaturas elevadas se encontram em contato com as paredes do cilindro. 19

46 KOPAC e KOKTURK (2005) realizaram análise exergética de um motor de ignição por centelha em diferentes rotações do motor (990 rpm a 3480 rpm). Os autores tinham como objetivo determinar, a partir dos valores de eficiência exergética, a rotação ótima do motor. Os autores econtraram que, o valor da eficiência exergética do motor aumentava até um valor máximo em 2580 rpm para em seguida começar a decrescer. A exergia dos gases de exaustão aumenta e a exergia transferida via calor diminui com o aumento da rotação do motor. Vale ressaltar que na literatura são encontrados trabalhos de análise exergética de motores que utilizam misturas de etanol e gasolina, a exemplo dos estudos realizados por GALLO e MILANEZ (1992). No entanto, com o recente surgimento de motocicletas de baixa cilindrada flex-fuel, torna-se relevante a análise de Segunda Lei deste caso em particular, devido à dificuldade em encontrar na literatura atual trabalhos de análise exergética de motores de baixa cilindrada e alta rotação, caso do motor de motocicleta deste estudo, utilizando misturas de gasolina e etanol. A contribuição deste estudo consiste em investigar como se desenvolvem as destruições de exergia em rotações mais elevadas no motor de motocicleta, quando se utilizam etanol e gasolina em diferentes proporções. 20

47 3. SIMULAÇÃO DO MOTOR DE MOTOCICLETA Neste estudo optou-se por utilizar o software AVL Boost para a simulação de um motor de motocicleta, por ser um programa que permite a utilização de diversos modelos de combustão e transferência de calor, e por ter sido disponibilizado pelo Laboratório de Máquinas Térmicas (LMT) da Universidade Federal do Rio de Janeiro (UFRJ). O programa AVL Boost é utilizado internacionalmente em simulação de MCI, entretanto, apesar do seu potencial para a pesquisa em motores há no Brasil poucos trabalhos em universidades e/ou empresas, como os de CARVALHO (2011) e MELO (2012). Neste capítulo será apresentada a descrição do simulador de motores AVL Boost, os modelos matemáticos utilizados, os dados de entrada e a validação do programa para a simulação de motores de motocicleta de baixa cilindrada e alta rotação com etanol e gasolina. 3.1 Descrição do programa AVL Boost O programa AVL Boost é um simulador de motores capaz de calcular a variação de propriedades termodinâmicas ciclo-a-ciclo ou, em um ciclo, em função do ângulo do virabrequim (AVL, 2011a). A partir do modelo de combustão adotado é possível realizar uma simulação zero-dimensional ou quasi-dimenaional. O motor é modelado através de seus componentes como dutos, conexões, filtro de ar, catalizador, cilindro, entre outros, que possuem um conjunto de propriedades geométricas e físicas. De acordo com CARVALHO (2011), a vantagem de se utilizar um simulador zero-dimensional é que mudanças em grandezas escalares, tal como a razão de compressão, não requerem que a geometria completa seja redefinida a cada simulação. A Fig. 3.1 apresenta a interface típica do software AVL Boost, onde é definida a posição de todos os componentes do motor, tais como: dutos de admissão e escape, filtro de ar, catalisador e posição do injetor (em motores com mistura externa ao cilindro). 21

48 Figura 3.1 Interface do software AVL Boost - motor de motocicleta monocilíndrico. O principal elemento da modelagem do AVL Boost é o componente Cylinder, pois é onde são introduzidos os valores referentes à geometria da câmara de combustão e do cilindro do MCI simulado, curvas de abertura e fechamento das válvulas de admissão e escape. No componente Cylinder é onde também são selecionados os modelos de combustão e transferência de calor adotado pelo simulador. As condições iniciais dos gases no interior da câmara também são requeridas. A Fig. 3.2 a seguir foi adaptada de uma figura contida no AVL (2011a) e representa o balanço de energia no cilindro do motor. 22

49 Figura 3.2 Balanço de energia no cilindro (adaptado de AVL, 2011a). De acordo com AVL (2011a), o cálculo da variação de energia interna do cilindro em função do ângulo de eixo do virabrequim no interior do cilindro é obtido através da Primeira Lei da Termodinâmica de acordo com: ( ) (3.1) onde ( ) é o termo que representa a variação da energia interna dentro do cilindro, o trabalho do pistão, a taxa de energia liberada pela combustão do combustível via calor, a taxa de calor transferido pela parede, a energia perdida pelo vazamento dos gases de combustão entre os anéis do pistão e o cilindro (blow-by), representa a taxa de energia consumida pela vaporização do combustível, todos em função do ângulo do virabrequim ( ). A taxa com a qual a energia é liberada pela combustão é equacionada de acordo com o modelo de combustão adotado na simulação, e interfere nas curvas de pressão, temperatura, transferência de calor e, por conseguinte, na potência final do motor. 23

50 3.2 Modelo de combustão adotado na simulação Segundo MELO (2007), para o entendimento do processo de combustão de um motor real é necessário, primeiramente, entender as diferenças entre um MCI real e o motor ideal do ciclo Otto. No motor ideal a reação de queima ocorre a volume constante, sendo o deslocamento do pistão durante a combustão, considerado desprezível (HEYWOOD, 1988; GANESAN, 1996; STONE, 1999). Em motores reais tal fato não ocorre, pois os combustíveis precisam de tempo para completar o processo de combustão, ocorrendo nesse intervalo um deslocamento do pistão. A taxa com que a massa de combustível é queimada na reação de combustão precisa ser descrita adequadamente. Esta formulação é especialmente importante, pois ditará a taxa de fornecimento de energia ao sistema, o que terá impactos diretos nos valores de pressão e temperatura no interior do cilindro e também na eficiência térmica, pois afetará o trabalho realizado e a transferência de calor pelas paredes do cilindro (SANTOS JUNIOR, 2004). A Fig. 3.3 adaptada do trabalho de ALLA (2002) ilustra de forma simplificada as diferenças entre o processo de queima gradual da massa de combustível em um motor real e em um motor idealizado operando de acordo com o ciclo Otto. Pode ser verificado o atraso de ignição, que é ângulo entre a liberação da centelha e o início da liberação de energia ou início da combustão (HEYWOOD, 1980). Figura 3.3 Fração de massa de combustível queimada para um motor de ignição por centelha (adaptado de ALLA, 2002). 24

51 Foram publicadas na literatura técnica de motores (HEYWOOD, 1980, CATON, 2000, SANTOS JUNIOR, 2004) equações para a simulação da quantidade da mistura que de fato é queimada durante a combustão. Tais equações são escolhidas de acordo com o acesso ou não a dados experimentais. O simulador de motores AVL Boost oferece as seguintes opções quanto ao modelo de liberação de energia na combustão: Wiebe, Double Wiebe, Table, Constant Volume, Constant Pressure, Fractal, Target Pressure Curve. A equação de Wiebe é utilizada na simulação de motores e é baseada na observação do formato da curva de liberação de energia (HEYWOOD, 1980, SANTOS JUNIOR, 2004, MELO, 2007, CARVALHO, 2011). A equação de Wiebe é dada por ( ) [ ( ) ] (3.2) onde, x(θ) é a fração de massa de combustível queimada, θ é o ângulo do virabrequim, é o ângulo de início da liberação de energia e Δθ é o ângulo representando a duração de combustão. Os parâmetros e servem para o ajuste da equação a curvas de liberação de energia obtidas através de experimentos. Pela sua simplicidade e ajuste dos parâmetros, o modelo de Wiebe é encontrado em diversos trabalhos na área de motores. Entretanto, este modelo possui uma grande limitação. Uma vez ajustados os parâmetros da equação, a curva da taxa de queima do combustível, e a curva de liberação de calor tornam-se definidas. Portanto, essas curvas não podem ser alteradas a cada nova condição de operação do motor. Dentre as demais opções de modelos de combustão, adotou-se neste trabalho o modelo de combustão Fractal. Este é um modelo de combustão quasidimensional que divide a mistura de ar/combustível em duas zonas, zona queimada e zona não queimada, conforme observado na Fig

52 Figura 3.4 Propagação da frente de chama do modelo Fractal (adaptado de AVL, 2011a). A justificativa para a escolha do modelo Fractal para simular o processo de combustão neste estudo consiste que, uma vez ajustados os parâmetros do modelo para um determinado combustível e condição de operação, não é necessário reajuste dos parâmetros se um novo combustível for selecionado. Outro ponto importante para a escolha deste modelo neste estudo é que, o modelo Fractal é capaz de prever o atraso de ignição e a duração da combustão, dados necessários quando se deseja comparar o comportamento da queima de diferentes combustíveis em um MCI. De acordo com CARVALHO (2011), o modelo Fractal supõe que a frente de chama é uma superfície irregular que se propaga com velocidade de chama laminar cuja área pode ser descrita por uma geometria fractal. Essa suposição é embasada em experimentos de visualização da combustão, comprovada por DOBER e WATSON (2000), PAJOT et al. (2001) e BOZZA et al. (2005). A taxa de queima do combustível é modelada a partir da propagação de chama, sendo esta proporcional à densidade da mistura não queimada, dada por (3.3) onde o termo representa a taxa de combustível queimado calculada através do modelo Fractal, é a massa específica da mistura não queimada, é a área da frente de chama laminar, sendo considerada uma área esférica centralizada no ponto de localização da vela de ignição, e é a sua velocidade turbulenta característica da chama. A relação de com a velocidade laminar é dada por 26