Capitulo VIII RENDIMENTOS PARCIAIS E PERDAS DE RENDEMENTOS EM UM MOTOR REAL

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1 Capitulo VIII RENDIMENTOS PARCIAIS E PERDAS DE RENDEMENTOS EM UM MOTOR REAL As diferentes perdas que intervêm no motor são representadas pela figura VIII.1. Este esquema é apenas aproximativo e não considera certas trocas térmicas, às vezes difícil de medir (radiação, trocas entre circuitos de escapamento e líquido de arrefecimento, reaquecimento da mistura combustível, trocas entre lubrificantes e sistema de arrefecimento, etc...) Fig. VIII.1. Perdas energeticas num motor O rendimento global, como visto anteriormente é escrito na forma de um produto de rendimentos parciais. η g =η comb..η th th...η cycle.η org. considerando uma etapa intermediária entre: calor liberado e trabalho indicado (Cf. Fig. IV.I), conduzindo a escrever o rendimento térmico ηth como o produto: η th =η th th...η cycle VIII.1. Rendimento da Combustão Tal como foi definido (CF. : Ch. IV) ηcomb = (Energia liberada pela combustão / Energia química do combustível)

2 comb pode ser próximo de 1 para uma mistura estequiométrica ou pobre comb é inevitavelmente inferior a 1 para uma mistura rica e ainda mais baixo quanto mais rica a mistura. Sobre motor a ignição comandada, o rendimento da combustão depende essencialmente da riqueza e decresce rapidamente para uma mistura rica com o surgimento de não queimados (óxido de carbono, hidrogênio e hidrocarbonetos). Para mistura pobre, para riquezas afastadas da riqueza limite de estabilidade, as emissões de hidrocarbonetos não queimados HC bem como de CO e H2 são geralmente fracas e o rendimento de combustão está próximo de 1. No motor Diesel, este rendimento é igualmente próximo de 1 como consequência da combustão com excesso de ar, a não ser próximo a carga plena, limitada precisamente pela deterioração da combustão. Estimativa da deterioração do rendimento de combustão devido aos produtos não queimados no escapamento A medida da concentração dos HC não queimados nos gases de escape permite estimar a perda relativa sobre o rendimento de combustão, na hipótese onde a composição dos HC não queimados medidos no escape for considerado idêntico ao do combustível. Se as emissões específicas de HC forem medidas, a perda será expressa pela relação: HC (g / kwh) / CSE (g / kwh) A partir de medidas dos HC em concentrações em volume nos gases húmidos e negligenciando as diferenças nas vazões de gases entre I' admissão e o escapamento, esta perda pode ser escrita na forma: HC medidos no escapamento / HC equivalente à mistura carburada admitida Assim para um combustível de fórmula C7H16, a riqueza 1,0 (combustível inteiramente vaporizado) corresponde, segundo a composição da mistura: C7H16+11(O2+3,78 N2) 7 CO2 + 8 H2O +41,58 N2 com: 1 mol C7H16 / ( ,78) moles de mistura, seja en torno de ppm em volume de HC, sob a forma de C7H16, na mistura. Para esta riqueza, 375 ppm de hidrocarbonetos não queimados (medidos em equivalente C7H16) ou seja ainda 2625 ppmc (Cf.: XII. 1) correspondem por conseguinte a uma perda de rendimento de combustão de aproximadamente 2,0 %. Esta abordagem é contudo grosseira, com efeito, segundo a natureza do combustível, um mesmo teor de HC não queimado expresso em ppmc ocasionará desvios sobre esta perda, devido aos teores de HC equivalente da mistura. Em mistura estequiométrica, tem-se assim em comparação com o caso precedente:.- para o propano: 1 mole C3H8/( ,78) moles de mistura, seja ppm C3H8 ou ainda ppmc; o que conduz a uma perda 2,18 %.- para o methano: 1 mole CH4/( ,78) moles de mistura, ou seja ppmc, que conduz a uma perda 2,77 %. A deterioração do rendimento de combustão devida a presença de CO e H2 nos gases de escape pode ser calculada tendo em conta as entalpias de formação respectivas destes corpos comparadas às do CO2 e do vapor de água H2O que seriam formadas pela combustão completa. Assim: Hf (CO2) - 393,52 kl/mole Hf (CO) 110,53 kl/mole De onde uma perda de 72 % sobre a energia liberada si C se transforma en CO e não em CO2. Paralelamente : Hf (H2O(g)) 241,83 kl/mole permite quantificar a perda de energia liberada pela combustão, si H não é transformado em vapor de água e se encontra na forma de hidrogênio livre no

3 escapamento. Em mistura pobre, baseando-se sobre o balanço do carbono nos gases de escapamento, pode-se definir um 10-4 CO2 th (%) - CO (%) - HC (ppmc)índice de qualidade de combustão = C02th (%) No qual CO2th representa o teor máximo de CO2 formado pela combustão completa à riqueza considerada (Cf. : Cap.IX) VIII.2. Rendimento termodinâmico teórico Ele pode ser calculado, considerando um ciclo ideal de referência, como os que foram apresentados no capítulo VII. Para o motor a ignição comandada, a referência considera naturalmente o ciclo Beau de Rochas, com aporte de calor a volume constante (ao PMH), para o qual: η th th. = 1 1 γ ε 1 A utilisação desta fórmula simples necessita contudo da escolha de um valor γ constante sobre todo o ciclo. Esta hipótese é distante da realidade, com efeito, a composição bem como o temperatura do fluido motor evolui durante do ciclo, assim como os calores específicos cp, cv e γ, e tal escolha a priori resta arbitrária. Uma expressão assim simplificada do rendimento termodinâmico permite contudo, em primeira aproximação e na falta de uma análise mais aprofundada do funcionamento do motor (considerando dados termodinâmicos do fluido motor mais realistas, modelização matemática dos fenômenos...), identificar influências, pelo menos qualitativas, de certos parâmetros sobre o rendimento térmico do motor. Viu-se, em especial, (Cf. VII. 1.2) que o rendimento do ciclo Beau de Rochas depende apenas de:.-da concepção geométrica do motor, por relaçào volumétrica de compressão ε (idêntico à relação de expansao ).-da natureza do fluido motor, por γ relação dos calores específicos a pressão constante e a volume constante. Influência da relação volumétrica ε Mostrou-se no capítulo precedente, na figura VIl.4, para dois valores de γ: γ = 1,40 valor do ar tem temperature normal

4 γ = 1,27 valor representativa de uma riqueza Φ= 1 Sobre um motor a ignição comandada, o aumento do relação volumétrica ε é limitada pela surgimento do fenômeno de detonaçao, que depende das condições termodinâmicas na câmara de combustão bem como das propriedades de resistência a auto-inflamaçao do combustível, caracterizadas pelo Índice de Octanagem (Cf.: Medida de Índice de Octanagem de um combustível sobre Motor CFR). A otimização dos índices de octanagem das gasolinas, cujas evoluções, para o supercombustível distribuido na França desde 1953, são dados pela figura VIII.2, resulta de um balanço energético global considerando os costos e as restrições impostos (sobretudo supressão dos aditivos ao chumbo desde ) sobre o conjunto da cadeia de transformação do petróleo bruto, indo da refinação à utilização. Fig. VIII.2.- Evoluçoes do Numero de Octano Pesquisa (NOR) e Motor (NOM) do supercarburante en França Actualmente (2000), tendo em conta os combustíveis distribuídos, as relações volumétricas dos motores "gasolina" clássicos ultrapassam raramente 12/1 e são mais frequentemente da ordem de 10/1 a 11/1. Deve-se observar por outro lado que, independentemente desta limitação realmente imposta pelo combustível, o ganho teórico provocado por acréscimo de ε para valores elevados (ε > 15-16), seria em parte anulado, sobre o plano do rendimento global, pelos efeitos negativos que resultam de perdas térmicas acrescidas nas paredes, consequencia de temperaturas de ciclo mais elevadas, e pela baixa do rendimento mecânico causada pelas pressões de ciclo igualmente mais elevadas (curva pontilhada da figura VII.4 e Fig. VIII.3). Pode-se com efeito notar que, quando ε cresce, a pressγo teσrica mαxima do ciclo p3 aumenta quase linearmente, enquanto que o aumento de ηthth (ou de PMI/p1) é assintótico (Cf. : Fig.VII.5) Influência de γ do fluido motor A figura VIll.4 mostra o ganho de rendimento, para uma relação volumétrica dada, que se pode esperar de um aumento de γ, em especial aproximando-se do valor de γ do ar (à temperatura normal) (ver igualmente a figura Vil.4). É evidentemente difícil de associar ao fluido motor, cuja composição e temperatura evoluem constantemente durante do ciclo, um valor único do γ. Contudo, o valor médio γ deste fluido diminui naturalmente quando a riqueza de funcionamento do motor cresce, devido a o aumento dos calores específicos cp e cv -devido essencialmente ao aumento do temperatura média do ciclo e aos teores crescentes em moléculas triatômicas (CO2, H2O) nos gases de combustão. É importante lembrar que para diferentes moles destes gases, pode-se escrever: 1

5 C p R C C = et rfeitosep gases dos universal Cste R γ= + == pv ( )1 CC 1 C R vv C si Entao (C ou ) γ pv p Fig. VIII.3. Conjugaçao da variaçao do rendimento termodinamico teorico e do rendimento mecanico em funçao da relaçao volumetrica de compressao ε, sobre o rendimento global do motor

6 Fig. VIII.4. Evoluçao do rendimento termodinamico teorico com a riqueza O rendimento termodinâmico teórico tende assim a aumentar quando a riqueza da mistura combustível diminui. Daí o interesse, do ponto de vista do rendimento, do funcionamento em mistura pobre de um motor a ignição comandada, contanto que a qualidade e a rapidez da combustão não sejam demasiado prejudicadas pelo abaixamento da riqueza. Este ganho de rendimento é estimado pela figura VIII.4 (por um valor ε = 8/1), admitindo-se na mistura pobre uma variação linear de γ com a riqueza, entre γar = 1,39 (Φ = 0) e γ = 1,27 para uma mistura estequiométrica (Φ= 1). Levando-se em conta o que precede, a superioridade, do ponto de vista do rendimento, do motor Diesel sobre o seu homólogo a gasolina encontra assim a sua origem, em parte, em:. As relações volumétricas de compressão ε mais elevadas adotadas no Diesel O funcionamento com excesso de ar que, para riquezas globais comuns de 0,3-0,6 levaria a adotar: γ = 1,32-1,36 para uma análise aproximada do rendimento do ciclo. Contudo, uma comparação destes dois tipos de motores (atmosféricos), para potências idênticas, põe em evidência, ao detrimento do Diesel, perdas mecânicas (PMF) acrescidas devido:. A uma cilindrada mais elevada (para desenvolver no Diesel a mesma potência que no motor a gasolina). As pressões de combustão maiores. A uma construção mais robusta (consequência destes níveis de pressão mais elevados) gerando forças de inércia maiores VIll.3. Rendimento de ciclo (ou rendimento de diagrama ou rendimento de forma) Independentemente da hipótese simplificadora e distante da realidade, tendo consistido em admitir um valor constante de γ para analisar o ciclo teórico, o diagrama deste último difere do diagrama (p,v) real em razão de outras simplificações que conduziram à desprezar vários fenômenos, dos quais alguns já foram evocados no capítulo VII precedente, em especial:. As fases de transferencia dos gases e de renovação da carga de mistura combustível, tendo em conta as perdas de carga não nulas nas galerias e da inércia dos gases deslocados ( laço baixa pressão do ciclo). A não instantaneidade de abertura e fechamento das válvulas e a sincronizaçao da distribuição adotada para favorecer o enchimento do motor Os intercambios térmicos, evidentemente não nulos, entre os gases quentes aprisionados

7 no cilindro e as paredes metálicas resfriadas por circulação de um fluido de arrefecimento. A uma riqueza dada, o acréscimo dos calores específicos do fluido motor quando a temperatura e o grau de dissociação de certos gases aumentam. A duração da combustão (ou o aporte de calor), que não é instantâneo (o que, aliás, é desejável para limitar as restrições mecânicas impostas ao motor, bem como seu ruído de funcionamento) e que se desenvolve, por conseguinte sobre certo ângulo de rotação do virabrequim.. As perdas eventuais de gases ( blow by ") por defeito de estanqueidade dos segmentos Estas diferentes causas dão lugar a modificações de fases do ciclo que gera globalmente uma diminuição do trabalho indicado Wi (Fig. VIII.5) Fig. VIII.5. Ciclo teorico limite do motor 4 tempos a plena admissao e exemplo de diagrama (pressao-volume) dum ciclo real Fase de transferência dos gases: Laço de baixa pressão e perdas por bombeamento Num motor atmosférico, o trabalho de transferência dos gases correspondente as fases de admissão e escapamento do ciclo (0 1 e 5 6) jamais é nulo; Efetivamente, os equilíbrios de pressão entre o interior e o exterior do cilindro não são instantâneos e, devido as perdas de carga nos condutos, a admissão (a plena admissão) é realizada a uma pressão levemente inferior a pressão atmosférica e o escapamento a uma pressão levemente superior a esta mesma pressão atmosférica. Desprezamos também os fenômenos dinâmicos de escoamento que podem se produzir nos condutos de admissão ou de escapamento, assimilando, em regimes pouco elevados, estes escoamentos a fenômenos quase estáticos. Num motor a ignição comandada clássico, a variação da pressão de admissão, que permite regular a

8 carga, é obtida por estrangulamento do fluido que passa usando uma borboleta. Os sincronismos da distribuição geralmente usados para dispositivos de comando de válvulas clássicos são independentes do regime e da carga do motor. Em cargas parciais, a área do diagrama correspondente ao trabalho de bombeamento (laço negativo do ciclo) va tomando maior importância, dando lugar a uma degradacoa do rendimento (Fic. VIII.6). Ao final da fase de escapamento, ao PMH, uma determinada quantidade de gases queimados ocupam o volume morto e se misturam com os gases fresco introduzidos para o seguinte ciclo. No capitulo VII pode se ver que estes gases residuais diminuem a energia calorífica especifica da mistura combustível aprisionada no cilindro e, sobre todo a baixas cargas onde a sua proporção na mistura global pode chegar a ser relativamente importante, deterioram as condições de combustão reduzindo a velocidade de propagação da chama e aumentando correlativamente a dispersão entre cilindros. Em motor Diesel, devido ao seu funcionamento com um enchimento máximo em a, seja qual seja a carga do motor, e tendo em conta o uso de relações volumétricas mais elevadas (então volumes de espaço morto no PMH comparativamente mais pequenos que em motor a ignição comandada), a proporção de gases residuais é naturalmente mais pequena o efeito destes gases residuais sobre o funcionamento motor é praticamente desprezavel. Fig. VIII.6 Diagramas (p, V) teóricos para: a) motor a enchimento parcial; b) motor sobrealimentado por compressor mecanico No caso dum motor sobrealimentado por compressor mecânico, sendo a carga na hora da admissão introduzida a uma pressão superior a pressão de escapamento, o laço baixa pressão é positivo (Fig. VIII.6); este caso pode igualmente ser achado para algumas aplicações de motor de tração sobrealimentados por turbocompressor. Sincronismo da distribuição Perto do PMH, a expansão é truncada devido a abertura prematura da válvula de escapamento (Avanço a Abertura do Escapamento: AOE) geralmente adotado para favorecer a expulsão dos gases queimados fora do cilindro. De isto resulta uma leve perdida do trabalho de expansão dos gases devido a que a baforada de escapamento se escapa do cilindro (Fig. VIII.7). Intercâmbios térmicos entre gases e paredes

9 Devido aos inevitáveis intercâmbios de calor com as paredes metálicas arrefecidas da câmara de combustão, as leis de compressão e de expansão do fluido motor não são adiabáticas. Estes intercâmbios são, num motor a ignição comandada, essencialmente realizados por convecção; num motor Diesel, aos intercâmbios por convecção temos que somar os intercâmbios térmicos por radiação das partículas de fuligem durante a combustão. Na figura VIII.7 aparecem esquematizadas as perdas resultantes para o laço alta pressão num diagrama ideal (p, V). Nesta figura, a zona hachurada representa a perda de trabalho total devida, por um lado, a não instantaneidade da combustão, e por outro lado, as perdas térmicas durante a combustão e a expansão dos gases no cilindro. Estas perdas térmicas terão uma influencia mais negativa sobre o rendimento quanto mais perto do PMHcombustão se produzir, porque esta é a zona de rendimento térmico máximo. Fig. VIII.7 Perdas durante o laço alta pressão. Perdas associadas as variações dos calores específicos com a temperatura e as dissociações a alta temperatura Comparando com os ciclos teóricos, para os quais admitimos que os calores específicos e o valor de γ ficam constantes, durante um ciclo real os calores específicos do fluido, seja a mistura fresca ou os gases de combustão, aumentam com a temperatura. Uma mesma apartação de calor da lugar a um aumento da temperatura (e, conseqüentemente da pressão) mais pequeno si o fluido motor é levado a uma temperatura mais elevada. Em conseqüência, γ diminui e o rendimento tem tendência a diminuir si a temperatura media do ciclo aumenta. Paralelamente a esta influencia intrínseca dos calores específicos, devido as altas temperaturas durante a

10 combustão se produzem fenômenos de dissociação de alguns produtos: Por exemplo a mais de 2000 C, observamos as reações de equilíbrio: CO 2 CO + 05 O 2 (1),, HO H O 2 (2) 2 HO OH + 05 H 2 (3) 2..., As constantes de equilíbrio Kp destas reações, por exemplo: 05 05,,.( p O ). ( p O ) p p CO 2 H 22 K p1 = P CO2 ; K p 2 = P HO ;... 2 aumentam quando a temperatura aumenta. Estas reações são endotérmicas e, em função do grau de dissociação, vão dar lugar também a um aumento dos calores específicos efetivos dos gases dissociados (capitulo XIX). Combustão não instantânea A lei de liberação de energia, em função do ângulo de rotação do virabrequim α,pode ser determinado mediante a interpretação termodinâmica do diagrama de pressão p(α). Esta liberação de energia pode ser representada, em função de α, pela curva da evoluçao da energia liberada Q(α), ou a sua derivada (dq(α)/dα); sendo estes últimos dois términos assimiláveis, no caso da α dx m () b combustão duma mistura homogênea, a fraçao queimada: x() = ou a sua derivada, onde: m: massa total de mistura combustível. mb(α) : massa de mistura queimada em função do ângulo α. α m dα As figuras VIII.8 e VIII.9 dao exemplos característicos destas evoluções, em relação com a curva de pressão cilindro, para os dois tipos de motores: ignição comandada e motor Diesel ID.

11 A evolução da fração queimada x, medida sobre um motor a ignição comandada, tem sempre uma forma em S característica, que traduze uma velocidade de liberação de energia (dx/dα) variável durante a combustão. Esta velocidade de liberação de energia passa por um máximo durante a fase media da combustão. Para um motor dado, podemos, em primeira aproximação, caracterizar a lei de combustão para comdiçoes de marcha normais, com:. A forma da curva em sino representa a velocidad de liberação de energia. A experiência mostra em efeito que as leis de liberação de energia, obtidas sobre um motor de características dadas para um tipo qualquer de condições de funcionamento, é colocadas em forma adimensionada, presentão todas sensivelmente a mesma forma.. Os valores: -CA50: sincronização angular para a qual um 50 % da carga esta queimada. Este parâmetro caracteriza a posição da combustão no ciclo. -HLC: Altura da lei de combustão ou velocidade máxima de liberação de energia, expressada em (degv) -1. Um valor de HLC = 0,05 (degv) -1, corresponde a uma velocidade máxima de entrega de calor de 5 % da energia total por grau de virabrequim. Temos que sinalar que este valor máximo não é necessariamente obtido para o ângulo CA50.

12 Fig. VIII.8 Motor a ignição comandada: caracterização da lei de liberação de energia. Num motor Diesel, a velocidade global de liberação de energia pode ser considerada a resultante de duas evoluções diferentes mais quase coincidentes:. Combustão rápida e incontrolada da fase premisturada durante o atraso de autoinflamaçao.. Combustão do resto do combustível mais escalonada, devido a que é controlada pelos fenômenos de mistura e difusão do combustível e o ar na câmara.

13 Fig. VIII.9. Motor Diesel: Esquematização da combustão para um motor convencional a injeção direta (ID), em relação com a evolução da pressão no cilindro Influencia da lei de liberação de energia sobre o rendimento indicado do motor O conhecimento da lei de liberação de energia x(α) permite estimar, comparando com o caso teórico de combustão a volume constante (ou combustão instantânea), a perda de rendimento indicado devido a velocidade finita de combustão da carga. a) Analise simplificado (baseado sobre o ciclo teórico a volume constante) Si, em primeira aproximação, desprezamos os intercâmbios térmicos do fluido com as paredes (admitindo que as fases de compressão e expansão sejam adiabáticas), quando a entrega de calor é realizada a volume constante, o trabalho indicado e o rendimento do ciclo teoricamente não mudam, tanto si a entrega de calor e realizada antes do PMH, na corsa de compressão (ciclo em linha continua

14 na Fig. VIII.10.), como si é realizada depois do PMH, na corsa de expansão (Ciclo em linha não continua na Fig. VIII.10.) Fig. VIII.10. Combustão a volume constante antes e depois do PMH Com esta hipóteses que simplificam o problema, só os valores da temperatura e da pressão máxima são diferentes nos dois ciclos. ' Si a combustão é realizada no volume V, ao qual corresponde uma relação volumétrica: ε= V 1, ' inferior a relação volumétrica de construção do motor ε= V 1, o rendimento termodinâmico teórico 0 V 2 de ciclo é: V ' η th. = ε '(1 γ) 1 e o seu rendimento de ciclo (definido com relação ao rendimento teórico η th 0 correspondente a relação volumétrica ε0) se escreve: η th. = 1 ε '(1 γ) '

15 = 1 ε 0 (1 γ) η cycle ηth.0 Este razoamento pode ser estendido ao caso pratico duma entrega de calor correspondente a uma velocidade de combustão finita. A carga total queimada é então fracionada em n partes xj (Fig. VIII.11.), cada uma de elas queimando, em um volume constante, em um angulo médio αj correspondente a uma relação volumétrica εj com o seguinte rendimento termodinâmico: η th. j = ε (1 γ) 1 j O rendimento de ciclo global ou mais exactamente, a perda devida ao escalonamento da combustão ao redor do PMH - pode ser estimada por: = n x j.η th. j η "cycle " j =1 η th.0 Fig. VIII.11. Estimação do rendimento de ciclo para uma combustão não instantânea. Para um motor de características cinemáticas (r, λ) dadas e de relação volumétrica ε0 = 9/1, a evolução do rendimento termodinâmico (calculada com γ= 1,40) em função do ângulo d rotação do virabrequim (degv) é dado a titulo indicativo na figura VIII.12, para a zona: ± 90 degv ao redor do PMH. A cinemática biela-manivela conduze, na zona do PMH, tem pequenos deslocamentos do pistão, e por tanto, a variações limitadas do volume da câmara de combustão, assim como da relação volumétrica

16 correspondente, o que representa uma vantagem inegável do motor de pistão alternativo do ponto de vista do rendimento. As variações do rendimento termodinâmico teórico fiam relativamente pequenas ao redor do PMH. Para um motor a ignição comandada, no caso duma velocidade de liberação de energia (dx/dα) de forma simétrica, quando desprezamos as perdas térmicas nas paredes, o posicionamento ótimo da combustão no ciclo corresponde a uma fração queimada igual a 0,5 no PMH (CA50 = 0degV). Si este posicionamento é realizado, o deterioro do rendimento de ciclo, devido ao escalonamento da combustão ao redor do PMH, fica pequeno. Motor : relação volumétrica ε0 = 9/1 Radio da manivela : r = 50 mm Relaçao biela / manivela : λ = L/r = 3,8 Fluido motor : γ = 1,40 Fig. VIII.12 Evolução do rendimento termodinâmico teórico para ângulos de virabrequim, de 0 a 90 degv ao redor do PMH A figura VIII.13 da um exemplo da estimação desta perda para uma velocidade máxima de liberação de energia de: HLC = 0,03 (degv) -1 seja uma combustão que se estende durante 80 degv no caso do motor definido na Fig. VIII.12. Adotando para o flkuido motor: γ = 1,40,a ponderação das frações queimadas nos diferentes ângulos,conduze a: x j.η th. j = 0563 De onde vemos que, comparando com o rendimento teórico de 0,585, temos uma perda de 4 %. Para combustões tardias que se produzem durante a descida do pistão, a influencia do escalonamento da combustão no ciclo será mais sensível, sobre todo nas zonas de velocidades máximas do pistão (α degv). O desfase da combustão depois o PMH provoca então uma perda de rendimento e explica a influencia marcada da dispersão cíclica sobre a estabilidade do motor (dispersão das PMI dos ciclos sucessivos) em alguns casos de funcionamento a cargas muito baixas.

17 Fig. VIII.13. Exemplo de estimação da perda de rendimento indicado resultante do escalonamento da combustão ao redor do PMH. b) Conseqüências dos intercâmbios térmicos nas paredes Na realidade, os intercâmbios térmicos do fluido motor com as paredes, durante o ciclo, não são desprezáveis, a fortiori durante a fase da combustão onde as temperaturas dos gases são maiores que 2000 K. Alem disso, estas perdas tem tendência a aumentar durante a progressão da chama na câmara, porque os gases queimados tocam uma superfície de parede cada vez maior. A entrega efetiva de calor aos gases Qe é neste caso igual ao calor liberado pela combustão diminuído duma quantidade igual as perdas térmicas Qp. Para uma regulagem de rendimento ótimo, obtida pela centragem da curva (dqe/dα) ao redor do PMH, temos então uma defasagem do ângulo CA50 em direção da expansão (Fig. VIII.14). Esta defasagem com relação ao PMH, mais ou menos de 5 a 15 degv, é mais elevado quando:. A velocidade de combustão e pequena (duração alta da combustão). A taxa de enchimento do motor é pequena. Estas duas condições tem tendência a aumentar a parte relativa de perdas térmicas comparado com a

18 energia total fornecida pela combustão da mistura.. Observemos que esta conseqüência das perdas térmicas, presenteada aqui no caso duma lei de combustão (dx/dα) simétrica, acontecera para uma lei de combustão qualquer. Fig. VIII.14. Influencia das perdas térmicas sobre o posicionamento ótimo da combustão. c) Resultados dados pela simulação do funcionamento dum motor a ignição comandada Uma simulação matemática do funcionamento dum motor, fazendo intervir os intercâmbios térmicos nas paredes, permite por em evidencia e quantificar a influencia intrínseca da velocidade de combustão sobre o rendimento indicado. Esta influencia, interpretada anteriormente de forma simplificada, não tendo em conta as perdas térmicas, é em efeito difícil,ou incluso geralmente impossível de precisar por via experimental devido as interações inevitáveis dos numerosos parâmetros em funcionamento real. Os resultados da simulação mostram que o rendimento indicado aumenta de forma não linear com a velocidade de combustão que pode ser caracterizada pelo valor HLC. A figura VIII.15. da, para uma lei

19 de combustão simulada é tendo em conta os resultados experimentais, as variações de ηi em função de HLC para um motor monocilindro (cilindrada 381 cm 3, relação volumétrica 9,35/1) em diversas condições de funcionamento. Resultados da simulação Motor: cilindrada 381 cm 3, relação volumétrica 9,35/1 Fig. VIII.15. Influencia da velocidade de combustão (HLC) sobre o rendimento indicado ηi Podemos destacar que a influencia do HLC, muito importante para valores inferiores a 0,04 (degv) -1, é menor para valores amis elevados é conduze a uma asintota das curvas ηi = f(hlc). Para fortes valores de HLC, o que se ganha pelo aumento da velocidade de combustão é, em efeito, em parte perdido por os aumentos das perdas térmicas resultantes de temperaturas e pressoes mais altas. A figura VIII.16. da, nas mesmas condições e para um valor HLC = 0,03 (degv) -1 não trocado, a influencia do posicionamento da combustão (CA50). Para as condições de funcionamento estudadas, o ângulo ótimo CA50 fica entre 5 e 10 degv depois do PMH.

20 Fig. VIII.16. Influencia do posicionamento da combustão (ângulo CA50) sobre o rendimento indicado ηi Perdas por blow-by A estanqueidade entre o pistão e o cilindro, assegurada pela segmentação, não é total. Dependendo do estado mecânico e da usura do motor, pode se produzir uma leve passagem de gases entre a câmara de combustão e o carter de óleo, chamada blow-by na terminologia anglosaxona. É evidente que esta fração dos gases que escapa da câmara de combustão não participa a fazer trabalho mecânico sobre os pistões. VIII.4 Rendimento orgânico e rendimento mecânico O rendimento orgânico tem em conta as perdas mecânicas por atritos internos no motor e a energia necessária para movimentar os auxiliares que são indispensáveis ao seu funcionamento (perdas reagrupadas sob o termo global Pf : perdas por atrito). Pe P f η org == 1 P i P i Si a potencia absorvida pelos auxiliares Paux é conhecida, podemos definir o rendimento mecânico ηméc correspondente só as perdas por atritos Pfrot. P e = P i P frot P aux P i P frot = η mé c

21 P i E então : P aux + η mé c =η org P i VIII.5. Representação das perdas num diagrama: Pressões medias Consumo. Retas de Willians As diferentes perdas anteriores podem ser integradas na escritura do rendimento indicado ηi : η i =η comb.η th th...η cycle Traduzindo os seus efeitos respectivos sobre o rendimento efetivo por uma redução efetiva do rendimento termodinâmico teórico ηth.th. de referencia (rendimento do laço alta pressão HP do ciclo determinado para um valor de γ representativo do fluido motor). Podemos então escrever: η =η comb.[η η pt η cni η bb η BP ] i th th Ou também: η=η comb. [ η η BP ] Expressões nas quais:. i i HP ηcni : Perdas devidas a combustão não instantânea ηpt : Perdas devidas a evolução dos calores específicos e aos intercâmbios térmicos com as paredes ηbb : Perdas devidas ao blow-by ηbp : Perdas relacionadas com a parte BP do ciclo (transferência dos gases frescos e gases queimados) ηi HP : Representa o rendimento indicado correspondente só ao laço HP η i HP =η th th η pt η cni η bb forma:. O rendimento global pode então se escrever da seguinte comb i HP org η g =η. [ η η BP ].η A partir desta expressão, para um motor funcionando a um regime dado N, si admitimos que, seja qual seja a carga: η comb = Cte et η i HP = Cte e que por outro lado : PMF = Cte (a PMF depende essencialmente do regime N e varia Num diagrama: pouco com a carga) Potencia (kw) / Consumo horario (g/h)

22 Ou mais normalmente usado: Pressão Media (bar) / Consumo de carburante por ciclo e por litro de cilindrada deslocada (mg / cycle. L déplacé), Os pontos de PME representativos do funcionamento a diferentes cargas formam uma linha, denominada Reta de Willians (Fig. VIII.17.). Os pontos representativos dos PMIHP as diferentes cargas estão alinhados numa reta que passa pelo origem O Esta propriedade é mantida si admitimos que, quando a carga diminui, os pontos representativos de PMIHP ficam alinhados numa reta com ordenada com origem negativo, que traduze uma deterioração do rendimento indicado do laço HP, devido aos efeitos mencionados anteriormente, em particular, efeitos indiretos dos gases residuais, cuja taxa aumenta quando o enchimento diminui para um motor gasolina clássico com borboleta na admissão. A reta de Willians das PME pode ser caracterizada por: A sue pendente respeito ao eixo das ordenadas: CSW Sua ordenada ao origem negativo: - PMW. Este ultimo termino engloba, para a absice Qc = 0, as diferentes perdas: -degradação do rendimento de ciclo HP + perdas por bombeamento (laço BP): PMI0 -perdas orgânicas: PMF PMW = PMI 0 + PMF PMF é aumenta constantemente com o regime de rotação N. PMI0, que é sobretudo relacionado com o trabalho perdido pelo ciclo BP, pode variar em função da adaptação do conjunto da distribuição do motor com o regime. Para cada ponto da reta de Willians, si CSW é expressada em g/kwh, temos PME + PMW = CSW. 1 + PMW PME

23 gcse (/ kwh ) = CSW. = g PME Para um motor 4 tempos podemos mostrar facilmente que, com as unidades seguintes: c PME bar ) ( Q (mg / cycle. litre déplacé ) CSE (/ kwh ) 36. As IsoCSE formam um conjunto de retas que passam pelo origem das coordenadas O Num diagrama deste tipo, com PMW igual, quanto maior é a inclinação da reta de Willians com a vertical, melhor é o rendimento global do motor (CSE pequena). Para um motor a ignição comandada clássico, a uma velocidade de rotação dada, os pontos da mesma riqueza obtidos para enchimentos diferentes de ar ou diferentes valores da pressão de admissão se alinham sobre uma mesma reta (exemplo de resultados de ensaios: Fig. VIII.18.). Este tipo de traçado permite verificar a coherencia de resultados experimentais e interpolar facilmente valores de condições de funcionamento que não correpondem aos ensaios realizados.

24 Fig. VIII.17. Representaçao de perdas num diagrama de Willians Fig. VIII.18. Exemplo de retas de Willians traçadas para um motor de gasolina (N = 2000 tr/min)

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