FACULDADE DE ENGENHARIA MECÂNICA
Paulo Gustavo Krejci Nunes
Simulação Termodinâmica para
Motores Diesel
06/10/2017
CAMPINAS 2017
Ficha catalográfica
Universidade Estadual de Campinas Biblioteca da Área de Engenharia e Arquitetura
Luciana Pietrosanto Milla - CRB 8/8129
Nunes, Paulo Gustavo Krejci,
N922s NunSimulação termodinâmica para motores diesel / Paulo Gustavo Krejci Nunes. – Campinas, SP : [s.n.], 2017.
NunOrientador: Waldyr Luiz Ribeiro Gallo.
NunDissertação (mestrado) – Universidade Estadual de Campinas, Faculdade de Engenharia Mecânica.
Nun1. Motor diesel. 2. Motores - Combustão - Termodinâmica. 3.
Termodinâmica - Simulação por computador. 4. Eficiência. 5. Motores de combustão interna - Termodinâmica. 6. Modelagem termodinâmica. I. Gallo, Waldyr Luiz Ribeiro, 1954-. II. Universidade Estadual de Campinas. Faculdade de Engenharia Mecânica. III. Título.
Informações para Biblioteca Digital
Título em outro idioma: Thermodynamic simulation for Diesel engines Palavras-chave em inglês:
Diesel engine
Engines - Combustion - Thermodynamics Thermodynamics - Computer simulation Efficiency
Internal combustion engines - Thermodynamics Thermodynamic modeling
Área de concentração: Térmica e Fluídos Titulação: Mestre em Engenharia Mecânica Banca examinadora:
Waldyr Luiz Ribeiro Gallo [Orientador] Pedro Teixeira Lacava
Rogério Gonçalves dos Santos
Data de defesa: 06-10-2017
Programa de Pós-Graduação: Engenharia Mecânica
Dedico este trabalho à minha família e amigos, que sempre me incentivaram e acreditaram em meus sonhos.
À minha família pelo grande apoio e incentivo;
Ao Prof. Dr. Waldyr Luiz Ribeiro Gallo, pela orientação rica, amiga e sempre disposta a qual me conferiu grande aprendizado além da termodinâmica;
A todos os professores anteriores, cujo ensino dedicado embasaram e possibilitaram a realização deste trabalho.
passatempo. Mas uma visão com ação pode mudar o mundo."
Neste trabalho, foi feito um modelo termodinâmico zero-dimensional utilizando o software MATLABr para simular motores diesel, utilizando ferramentas consagradas indicadas pela
lite-ratura. Além de parâmetros essenciais como rendimento termodinâmico, diagrama de pressão e temperatura dos gases da câmara de combustão, potência indicada, torque indicado, etc., o modelo fornece simulação de vazamento de gás pelo pistão com correção instantânea da massa de gás na câmara de combustão, fluxo cruzado de gás durante cruzamento de válvulas considerando fluxo subsônico e sônico, calores específicos dos componentes do fluido de trabalho instantâneos em função da temperatura, dentre outros aspectos.
Primeiramente no "Caso A", um motor diesel de câmara aberta, equipado com turbocharger e intercooler foi simulado em quatro regimes de operação: carga e velocidade máximas (Caso A1); velocidade máxima e carga parcial (Caso A2); velocidade parcial e carga máxima (Caso A3), e carga e velocidade parcial (Caso A4). Com exceção das condições de admissão / escape e parâme-tros do perfil de liberação de energia de combustão, todos os demais parâmeparâme-tros foram mantidos constantes para os quatro ensaios.
Os resultados obtidos por simulação foram comparados com dados experimentais fornecidos pelo fabricante, indicando boa aproximação do modelo com a realidade, com erros relativos per-centuais de -0,76; -0,14; -1,12 e 1,37 para a potência de eixo experimental e simulada para os Caso A1,A2,A3 e A4 respectivamente.
Além desta validação do modelo (Caso A), em que dados de testes em laboratório foram comparados com dados obtidos por simulação, foi avaliado o comportamento do motor sob altera-ção do ponto de injealtera-ção (Caso B). Com avanço do ponto de injealtera-ção de 4,8° para 28°, houve redualtera-ção em 18,26 % sobre o consumo específico de combustível e aumento em 22,37 % sobre a potência estimada de eixo.
In this study, a thermodynamic model was built using the MATLABr in order to simulate
diesel engines, using dedicated tools pointed by the specialized literature. In addition to basic para-meters such as thermodynamic efficiency, maximum pressure at combustion, indicated shaft power, this model can provide data of gas leakage through the piston crevices which corrects instantane-ously the mass of gas in combustion chamber, flow of gas during the cross-flow gas exchange by valves, rate of specific heat of the work fluid as a function of the temperature and composition, and others aspects.
A direct injected turbocharged and inter-cooled diesel engine was simulated and investigated under four operating conditions tests, named “Case A”: max load and speed; max speed and half load; max load and half speed; half load and speed. Except this operations parameters listed before and intake and exhaust conditions, all the other parameters of the engine were the same for the all tests. The results shows good agreement with measure data, with relative errors of -0.76, -0.14, -1.12 and 1.37 % to the indicated power shaft for the Cases A1 to A4 respectively.
The second investigation - named “Case B”- was made varying the injection timing of the Case A1. Advancing the start of injection from 4.8° to 28 ° BTDC, the specific fuel consumption reduced 18.26 % and the indicated shaft power increased about 22.37 %.
2.1 Exemplo de motor de câmara aberta (General Motors). . . 37
2.2 Exemplo de motor de câmara aberta (Mercedes-Benz OM 403). . . 38
2.3 Esquema geométrico básico de um motor convencional. . . 39
2.4 Variação do tempo de atraso da ignição em função da variação da carga. . . 53
2.5 Efeito da pressão e temperatura do ar de admissão sobre o atraso de ignição pela variação de carga. . . 54
2.6 Exemplo do efeito da relação combustível / ar sobre a eficiência de combustão em motores ICE e ICO. . . 57
2.7 Comparação entre os seis parâmetros da função dupla de Wiebe para motores IDI e DI, sob variação de carga. . . 58
2.8 Comparação dos seis parâmetros da função dupla de Wiebe para motores IDI e DI, sob variação do período de injeção de combustível. . . 59
2.9 Esquema geométrico de uma válvula típica. . . 61
2.10 Analogia Tubo de Venturi e válvula. . . 64
2.11 Estágios de abertura da válvula. . . 67
2.12 Gráficos comparativos entre abertura e fluxo através das válvulas de admissão e escape. . . 68
2.13 Configurações usuais de sobrealimentadores. . . 70
2.14 Variação de temperatura nas paredes do cilindro durante um ciclo completo. . . 72
2.15 Comparação entre valor médio de várias correlações de cálculo de fluxo de calor. . 74
2.16 Possibilidades de fluxo de gás através das válvulas durante cruzamento. . . 81
2.17 Esquema da passagem de fluxo de gás através do pistão. . . 83
2.18 Quantidade de gás vazado em função da abertura do anel e várias pressões de trabalho. 84 2.19 Coeficiente de descarga para diversas condições de temperatura e folga do anel. . . 85
2.20 Passagens de gás entre pistão, anéis e cilindro de formato prismático. . . 86
2.21 Porcentagens de vazamento de massa de gás através do pistão. . . 89
2.22 Exemplo de vazamento de gás através do pistão em um motor a plena carga em diferentes velocidades. . . 90
3.1 Estrutura lógica de simulação. . . 97
4.3 Detalhe do fluxo de gás através das válvulas durante cruzamento, valores simulados
para o Caso A1. . . 103
4.4 Retorno de gás pela admissão versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 104
4.5 Diagrama temperatura versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 105
4.6 Diagrama de taxa de temperatura por ângulo de manivela para o Caso A1. . . 107
4.7 Razão de calores específicos versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 109
4.8 Coeficiente de película para transferência de calor através das paredes da câmara de combustão versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 110
4.9 Fluxo de calor por transferência de calor através das paredes da câmara de combus-tão versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 111
4.10 Diagrama de pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso A1. . . . 112
4.11 Detalhe da fase de troca gasosa do diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso A1. . . 113
4.12 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Ensaio 1. . . 114
4.13 Diagrama de fração de queima de combustível versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 115
4.14 Diagrama de taxa de liberação aparente de energia versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 116
4.15 Diagrama calor aparente fornecido pela queima de combustível versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 116
4.16 Diagrama de taxa de trabalho realizado pelo pistão por unidade de ângulo de mani-vela versus ângulo de manimani-vela para o Caso A1. . . 117
4.17 Diagrama de trabalho versus ângulo de manivela para o Caso A1. . . 118
4.18 Blowby, distribuição de fração de massa de gás em relação à massa total do cilindro acumulada em volumes formados pelo pistão e regiões entre anéis ao longo do pistão versus ângulo de manivela, para o Caso A1. . . 120
4.19 Blowby, distribuição de pressão em volumes formados pelo pistão e regiões entre anéis ao longo do pistão versus ângulo de manivela, para o Caso A1. . . 120
4.20 Diagramas de liberação de energia, pressão, temperatura e integral do calor liberado versusângulo de manivela para o Caso A2, fornecidos pelo fabricante. . . 123
4.21 Fluxo de gás através das válvulas de admissão e escape versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 125
4.23 Comportamento do retorno de gás através da válvula de admissão versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 127 4.24 Diagrama temperatura versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 128 4.25 Diagrama de taxa de temperatura por ângulo de manivela versus ângulo de manivela
para o Caso A2. . . 129 4.26 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 130 4.27 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Caso A2 fornecido pelo
fabri-cante. . . 131 4.28 Diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso A2. . . 132 4.29 Detalhe do diagrama pressão versus volume da câmara de combustão durante troca
gasosa para o Caso A2. . . 133 4.30 Diagrama de taxa de queima de combustível versus ângulo de manivela para o Caso
A2. . . 134 4.31 Diagrama de taxa de liberação de energia versus ângulo de manivela para o Caso A2.135 4.32 Energia fornecida pela queima do combustível versus ângulo de manivela para o
Caso A2. . . 135 4.33 Diagrama de taxa de trabalho realizado pelo pistão por unidade de ângulo de
mani-vela versus ângulo de manimani-vela para o Caso A2. . . 136 4.34 Diagrama de trabalho realizado pelo pistão versus ângulo de manivela para o Caso
A2. . . 137 4.35 Diagramas de liberação de energia, pressão, temperatura e calor liberado pelo
com-bustível versus ângulo de manivela, fornecidos pelo fabricante (Caso A3). . . 140 4.36 Diagrama pressão versus ângulo de manivela fornecido pelo fabricante (Caso A3). . 142 4.37 Fluxo de gás através das válvulas de admissão e escape versus ângulo de manivela,
para o Caso A3. . . 143 4.38 Detalhe fluxo de gás através das válvulas de admissão e escape versus ângulo de
manivela durante cruzamento (Caso A3). . . 144 4.39 Detalhe fluxo reverso de gás através da válvula de admissão versus ângulo de
ma-nivela na fase final do processo de admissão (Caso A3). . . 144 4.40 Diagrama temperatura versus ângulo de manivela (Caso A3). . . 145 4.41 Diagrama de taxa de temperatura por ângulo de manivela versus ângulo de manivela
(Caso A3). . . 146 4.42 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Caso A3. . . 147
A3). . . 148 4.45 Diagrama de taxa de queima de combustível versus ângulo de manivela obtida por
simulação (Caso A3). . . 149 4.46 Diagrama de taxa de liberação aparente de energia versus ângulo de manivela obtida
por simulação (Caso A3). . . 150 4.47 Diagrama de liberação de energia versus ângulo de manivela obtida por simulação
(Caso A3). . . 150 4.48 Diagrama de taxa de trabalho por ângulo de manivela versus ângulo de manivela
(Caso A3). . . 151 4.49 Diagrama de trabalho versus ângulo de manivela (Caso A3). . . 152 4.50 Diagrama de liberação de energia versus ângulo de manivela fornecido pelo
fabri-cante para o Caso A4. . . 154 4.51 Fluxo de gás através das válvulas para o Caso A4. . . 156 4.52 Detalhe do fluxo de gás através das válvulas durante cruzamento para o Caso A4. . 157 4.53 Detalhe do fluxo de gás através das válvulas durante cruzamento para o Caso A4. . 157 4.54 Diagrama temperatura versus ângulo de manivela (Caso A4). . . 158 4.55 Diagrama de taxa de temperatura por ângulo de manivela versus ângulo de manivela
(Caso A3). . . 159 4.56 Diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso A4. . . 160 4.57 Diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Ensaio 4. . . 161 4.58 Diagrama pressão versus ângulo de manivela fornecido pelo fabricante para o Caso
A4. . . 162 4.59 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Caso A4. . . 162 4.60 Diagrama taxa de queima de combustível versus ângulo de manivela para o Caso A4.163 4.61 Diagrama de taxa de liberação de energia versus ângulo de manivela para o Caso A4.164 4.62 Diagrama de calor aparente liberado pela queima de combustível versus ângulo de
manivela para o Caso A4. . . 164 4.63 Diagrama de taxa de trabalho realizado pelo pistão por ângulo de manivela versus
ângulo de manivela para o Caso A4. . . 165 4.64 Diagrama de trabalho realizado pelo pistão versus ângulo de manivela para o Caso
combustão (D). . . 168 4.66 Variação da potência estimada de eixo em função do avanço do ponto de injeção
(°AM), fração de combustão de pré-mistura (Xp) e duração completa de combustão (D). . . 169 4.67 Variação da pressão máxima de combustão em função do avanço do ponto de
inje-ção (°AM), frainje-ção de combustão de pré-mistura (Xp) e durainje-ção completa de com-bustão (D). . . 170 4.68 Variação da temperatura máxima durante a combustão em função do avanço do
ponto de injeção (°AM), fração de combustão de pré-mistura (Xp) e duração com-pleta de combustão (D). . . 171 4.69 Diagrama d𝜒/d𝜃 versus ângulo de manivela para o Caso A1 (Ensaio 1) e Caso B. . 175 4.70 Diagrama dQap/d𝜃 versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 176 4.71 Diagrama de calor aparente liberado pela combustão versus ângulo de manivela
para o Caso A1 e Caso B. . . 176 4.72 Diagrama pressão versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 177 4.73 Diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso A1 e Caso B. 178 4.74 Detalhe do diagrama pressão versus volume da câmara de combustão para o Caso
A1 e Caso B. . . 179 4.75 Diagrama temperatura versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 180 4.76 Diagrama de taxa de temperatura por ângulo de manivela versus ângulo de manivela
para o Caso A1 e Caso B. . . 181 4.77 Diagrama de coeficiente de película versus ângulo de manivela para o Ensaio 1 e
Caso B. . . 181 4.78 Diagrama de fluxo de calor versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 182 4.79 Diagrama de razão de calores específicos versus ângulo de manivela para o Caso
A1 e Caso B. . . 183 4.80 Diagrama dW/d𝜃 versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 184 4.81 Diagrama trabalho versus ângulo de manivela para o Caso A1 e Caso B. . . 185 4.82 Detalhe do diagrama de fluxo de gás através das válvulas de admissão e escape
durante período de cruzamento de válvulas (Caso B). . . 186 4.83 Diagrama back flow versus ângulo de manivela (Caso B). . . 187 4.84 Diagrama de distribuição de pressão de gás ao longo do pistão versus ângulo de
4.86 Comparação entre Caso A1 e Caso B em termo de potências. . . 190 4.87 Comparação entre Ensaio 1 e Caso B em termos de pressão média indicada (PMI),
potência média efetiva (PME) e pressão média de atrito (PMF). . . 191 4.88 Comparação entre Caso A1 e Caso B em termos de porcentagens de calor
transfe-rido através das paredes da câmara de combustão em relação ao calor fornecido por combustão (Calor Trasf./ Calor Comb.); rendimento térmico indicado e rendimento mecânico. . . 192 B.1 Diagrama de razão de calores específicos versus ângulo de manivela para o Caso A2. 210 B.2 Coeficiente de película versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 211 B.3 Diagrama de Fluxo de calor versus ângulo de manivela para o Caso A2. . . 211 B.4 Diagrama vazamento de gás através do pistão (Blowby), massa versus ângulo de
manivela para o Caso A2. . . 212 B.5 Diagrama de vazamento de gás através do pistão (Blowby), pressão versus ângulo
de manivela para o Caso A2. . . 212 B.6 Diagrama de razão de calores específicos versus ângulo de manivela para o Caso A3. 213 B.7 Coeficiente de película versus ângulo de manivela para o Caso A3. . . 214 B.8 Diagrama de Fluxo de calor versus ângulo de manivela para o Caso A3. . . 214 B.9 Diagrama de vazamento de gás através do pistão (Blowby), massa versus ângulo de
manivela para o Caso A3. . . 215 B.10 Diagrama de vazamento de gás através do pistão (Blowby), pressão versus ângulo
de manivela para o Caso A3. . . 215 B.11 Diagrama de razão de calores específicos versus ângulo de manivela para o Caso A4. 216 B.12 Coeficiente de película versus ângulo de manivela para o Caso A4. . . 217 B.13 Diagrama de Fluxo de calor versus ângulo de manivela para o Caso A4. . . 217 B.14 Diagrama de vazamento de gás através do pistão (Blowby), massa versus ângulo de
manivela para o Caso A4. . . 218 B.15 Diagrama de vazamento de gás através do pistão (Blowby), pressão versus ângulo
2.1 Base 100 mols de ar seco. . . 48
2.2 Ângulos e tempos de atraso da ignição em função do ângulo de início de injeção e rotação para um motor Diesel de câmara aberta. . . 52
2.3 Relação 𝑎𝑏 x 𝜒𝑑. . . 55
2.4 Diâmetro da cabeça da válvula recomendados em função do diâmetro do pistão. . . 62
2.5 Valores típicos de abertura e fechamento de válvulas. . . 64
2.6 Coeficientes para cálculo do coeficiente de descarga. . . 65
2.7 Balanço de energia para motores automotivos típicos operando em carga máxima. . 71
3.1 Dados gerais do motor. . . 92
3.2 Propriedades do combustível utilizado (Diesel leve). . . 93
3.3 Desempenho para cada ensaio. . . 93
3.4 Dimensões e períodos de abertura e fechamento das válvulas de admissão e escape. 94 3.5 Dados de ensaios para admissão. . . 95
3.6 Ensaios de desempenho do compressor e intercooler. . . 95
3.7 Ensaios de desempenho da turbina. . . 95
3.8 Tabela para dados de ensaios de vazamento de gás através do pistão (blowby). . . . 96
4.1 Valores obtidos e comparação com valores reais fornecidos pelo fabricante para o Caso A1. . . 100
4.2 Valores obtidos e comparação com valores reais fornecidos pelo fabricante para o Caso A2. . . 124
4.3 Valores obtidos e comparação com valores reais fornecidos pelo fabricante para o Caso A3 . . . 141
4.4 Valores obtidos e comparação com valores reais fornecidos pelo fabricante para o Caso A4 . . . 155
4.5 Valores obtidos para o Caso B e comparação com o Caso A1. . . 174
A.1 Entalpia de Formação e massa molecular de diversas espécies químicas. . . 208
Siglas e Dimensões
𝐴 - Área total instantânea do cilindro, [𝑚2]
𝐴0 - Área da câmara de combustão, [𝑚2] 𝑚 - Massa, [𝑘𝑔]
𝑁 - Rotações do virabrequim por unidade de tempo, [𝑅𝑃 𝑀 ] 𝑆 - Posição instantânea do pistão, referenciada no PMS, [𝑚] 𝑅 - Posição instantânea do pistão, [𝑚]
- Constante Universal dos Gases [𝑘𝐽 𝑘𝑚𝑜𝑙−1𝐾−1] 𝐿 - Curso do pistão, [𝑚]
𝑙 - Comprimento da biela, centro a centro dos moentes, [𝑚] 𝑝 - Pressão, [𝑏𝑎𝑟]
𝑟 - Raio de giro do virabrequim, [𝑚] 𝑅𝑃 𝑀 - Rotações por minuto
𝑑 - Diâmetro do pistão, [𝑚] 𝑇 - Torque, [𝑁 𝑚]
𝑉 - Volume total instantâneo do cilindro, [𝑚3]
𝑉 0 - Volume da câmara de combustão, pistão em PMS, [𝑚3] 𝑉 𝑐𝑐 - Volume deslocado pelo movimento do pistão, [𝑚3]
𝑉 𝑝 - Velocidade média do pistão, [𝑚/𝑠] 𝑤 - Trabalho, [𝑘𝐽 ]
(𝐴/𝐹 ) - Razão Ar/Combustível, [kg/kg]
𝐴𝑀 - ou também CA, Ângulo de Manivela [graus] 𝐷𝐼 - Motor de Injeção Direta (Direct Injection)
𝐼𝐷𝐼 - Motor de Injeção Indireta (Indirect Diesel Injection)
𝐸𝐺𝑅 - Recirculação de gases de escapamento (Exhaust Gas Recicurlation) 𝑆𝐶𝑅 - Catalisador seletivo (Selective Catalytic Reduction)
𝐼𝐶𝑂 - Ignição por Compressão 𝐼𝐶𝐸 - Ignição por Centelha 𝑃 𝑀 𝐼 - Ponto Morto Inferior 𝑃 𝑀 𝑆 - Ponto Morto Superior
𝑓 𝑚𝑒𝑝 - Pressão média de atrito (Friction Mean Effective Pressure), [𝑏𝑎𝑟] 𝑝𝑚𝑒𝑝 - Pressão média calculada do trabalho de bombeamento do gás de
admis-são / escape (Pumping Mean Efective Pressure), [𝑏𝑎𝑟]
𝑖𝑚𝑒𝑝 - Pressão média indicada (Indicated Mean Effective Pressure), [𝑏𝑎𝑟] 𝑏𝑚𝑒𝑝 - Pressão média calculada pelo torque de frenagem (Break Mean
Effec-tive Pressure), [𝑏𝑎𝑟]
c.i.d. - polegada cúbica (cubic inch displacement)
𝐴𝑉 𝐴 - ou também IVO, abertura da(s) válvula(s) de admissão 𝐹 𝑉 𝐴 - ou também IVC, fechamento da(s) válvula(s) de admissão 𝐴𝑉 𝐸 - ou também EVO, abertura da(s) válvula(s) de escape 𝐹 𝑉 𝐸 - ou também EVC, fechamento da(s) válvula(s) de escape
𝜃 - Ângulo do Virabrequim, zero em PMS, [graus] 𝜏 - Tempo, período, [𝑚𝑠] ou [𝑔𝑟𝑎𝑢𝑠]
𝜌 - Densidade
Superescritos
− - Média
˙ - Taxa temporal, [unidade/s]
Subscritos 0 - Condição ambiente 𝑎𝑟 - Ar atmosférico 𝑖𝑛 - Admissão 𝑒 - Efetivo 𝑐 - Combustível 𝑚𝑎𝑥 - Máximo
1 Introdução 24
1.1 Justificativas . . . 29
1.2 Objetivos . . . 30
1.2.1 Objetivos específicos . . . 31
1.3 Organização do trabalho . . . 32
2 Revisão Bibliográfica: os Motores Diesel 33 2.1 Princípios de Funcionamento de um Motor Diesel . . . 33
2.2 Fundamentos da Combustão . . . 34
2.3 Câmara de Combustão Aberta . . . 36
2.4 Geometria e Cinemática . . . 39
2.5 Desempenho . . . 41
2.5.1 Trabalho indicado . . . 41
2.5.2 Pressão Média Indicada . . . 42
2.5.3 Pressão Média Efetiva . . . 42
2.5.4 Rendimento Volumétrico . . . 43
2.5.5 Potência Efetiva . . . 44
2.5.6 Consumo Específico de Combustível . . . 44
2.5.7 Atrito do Motor . . . 45
2.5.8 Rendimento Térmico Indicado . . . 46
2.5.9 Rendimento Térmico Efetivo . . . 46
2.5.10 Eficiência Mecânica . . . 47
2.6 Propriedades dos Fluídos de Trabalho . . . 47
2.7 Queima do Combustível . . . 49
2.7.1 Atraso de ignição . . . 50
2.7.2 Combustão . . . 53
2.8 Troca Gasosa . . . 60
2.8.1 Geometria e Sincronização . . . 60
2.8.2 Características de Fluxo em Válvulas . . . 64
2.9.2 Balanço de Massa e Energia . . . 77
2.10 Fluxo de Gás através do pistão (Blowby) . . . 83
2.11 Método de Runge-Kutta . . . 91
2.12 Erro Relativo Percentual . . . 91
3 Dados para Modelagem 92 3.1 Dimensões do motor . . . 92
3.2 Propriedades do combustível . . . 92
3.3 Ensaios - desempenho . . . 93
3.4 Troca gasosa . . . 94
3.5 Blowby. . . 96
3.6 Estrutura geral do simulador . . . 96
4 Resultados e Discussão 98 4.1 Caso A . . . 98
4.1.1 Caso A1 . . . 98
4.1.1- I. Fluxo de gás . . . 101
4.1.1- II. Temperatura e Transferência de Calor . . . 105
4.1.1- III. Pressão . . . 112
4.1.1- IV. Liberação de energia . . . 115
4.1.1- V. Trabalho . . . 117 4.1.1- VI. Blowby . . . 119 4.1.1- VII. Desempenho . . . 122 4.1.2 Caso A2 . . . 123 4.1.2- I. Fluxo de gás . . . 125 4.1.2- II. Temperatura . . . 128 4.1.2- III. Pressão . . . 130
4.1.2- IV. Liberação de energia . . . 134
4.1.2- V. Trabalho . . . 136
4.1.2- VI. Desempenho . . . 138
4.1.3 Caso A3 . . . 140
4.1.3- I. Fluxo de gás . . . 142
4.1.3- V. Trabalho . . . 151 4.1.3- VI. Desempenho . . . 153 4.1.4 Caso A4 . . . 154 4.1.4- I. Fluxo de gás . . . 156 4.1.4- II. Temperatura . . . 158 4.1.4- III. Pressão . . . 160 4.1.4- IV. Liberação de energia . . . 163 4.1.4- V. Trabalho . . . 165 4.1.4- VI. Desempenho . . . 167 4.2 Caso B . . . 168 4.2.1 Liberação de energia . . . 175 4.2.2 Pressão . . . 177 4.2.3 Temperatura e Transferência de Calor . . . 180 4.2.4 Trabalho . . . 184 4.2.5 Fluxo de gás . . . 186 4.2.6 Blowby . . . 188 4.2.7 Desempenho . . . 190
5 Conclusão e Sugestões para trabalhos futuros 193
5.1 Conclusão . . . 193 5.2 Sugestões para trabalhos futuros . . . 196
Referências 197
ANEXOS 202
A – Equações e Propriedades Termodinâmicas 202
A.1 Equações Geometria e Cinemática . . . 202 A.2 Escoamento através de um orifício . . . 204 A.3 Propriedades termodinâmicas gases: entalpia de formação . . . 208 A.4 Propriedades termodinâmicas gases: coeficientes . . . 209
B – Resultados Suplementares 210
1
Introdução
Modelos de simulação aliados a ensaios experimentais são uma poderosa ferramenta para o desenvolvimento de projetos em motores de combustão interna. O funcionamento de um motor pode ser dividido em uma sequência de processos (compressão, combustão, expansão, troca gasosa, transferência de calor, etc.) com submodelos aplicados para cada processo, que em conjunto podem simular o funcionamento completo de um motor.
Os modelos de simulação podem ser divididos entre natureza termodinâmica e fluido-dinâmica. A diferença entre estes modelos está na estrutura em que os submodelos estão baseados, na conservação de energia ou na análise completa do fluído de trabalho em movimento. Os mode-los de natureza termodinâmica podem ser classificados como zero-dimensional, fenomenológicos e quase-dimensionais. Já os modelos de natureza fluido-dinâmica podem ser classificados como multidimensionais.
Modelos zero-dimensionais, quando comparados com modelos multi-dimensionais, ofere-cem vantagem em relação a velocidade de simulação e detalhamento de constantes de entrada. Por outro lado há limitações como menor detalhamento dos processos de mistura e combustão, além de baixa capacidade de considerar efeitos tridimensionais devido à geometria da câmara de combustão, turbulência e formato do jato de combustível pelo injetor.
Os modelos do tipo zero-dimensionais podem ser classificados em quatro categorias quanto a razão de calores específicos (k) e troca de calor com as paredes da câmara de combustão (DE MELO, 2007):
∘ k constante e sem troca de calor entre o gás e as paredes da câmara de combustão; ∘ k constante e com troca de calor entre o gás e as paredes da câmara de combustão;
∘ k variável em função da temperatura e sem troca de calor entre o gás e as paredes da câmara de combustão;
∘ k variável em função da temperatura e com troca de calor entre o gás e as paredes da câmara de combustão;
Ebrahimi (2013) analisou o desempenho de um ciclo diesel considerando transferência de calor e razão de calores específicos variável do fluido de trabalho. Foi concluído que os efeitos da variação de k são significantes e devem ser considerados em análises de motores.
Foster (1985) fez uma análise geral sobre modelos zero-dimensionais aplicados a motores de ignição por compressão. Segundo ele, estes modelos assumem que em qualquer instante do tempo, o volume de controle está em equilíbrio termodinâmico. Fenômenos como gradientes de temperatura, ondas de pressão, compostos em desequilíbrio químico, vaporização do combustível, mistura, etc. são ignorados. A escolha da fronteira do volume de controle deve ser governada pela intuição física sobre o fenômeno que está ocorrendo na câmara de combustão. Em Modelos de Zona Simples, o volume de controle é coincidente com a fronteira da câmara de combustão e é composta basicamente por ar e gases residuais, apresenta uma análise direta e é geralmente aplicada a motores de injeção direta e carga estratificada. A queima do combustível é assumida como homogênea e incremental a medida em que o combustível é injetado.
Segundo Bedran e Beretta (1985), para modelos zero-dimensional da câmara de combustão, o balanço de massa e de energia dependem da escolha do volume de controle, considerando o fluxo mássico através das válvulas de admissão e escape, combustível injetado e vazamento de gás através do pistão (quando considerado). Para modelos multi-dimensionais, o volume de controle deve corresponder a um ponto de uma malha com aproximação numérica.
De acordo com Myers (1985), o uso de modelos de ciclo de Ar-padrão devem ser comple-tamente abandonados, até mesmo a nomenclatura de "ciclo Diesel ou Otto", pois fornecem muito pouca informação, termodinamicamente são ilusórios e não são necessários apenas pela simpli-cidade matemática; com o advento dos computadores de alta velosimpli-cidade, qualquer trabalho sério usará um computador e, se um computador estiver sendo utilizado, regressão polinomial de car-tas termodinâmicas ou, mais preferencialmente códigos de equilíbrio serão certamente utilizados ao invés de cartas; a análise de Segunda Lei da termodinâmica fornece maiores detalhes além da análise de Primeira Lei para ajudar na redução de consumo de combustível.
Hoag e outros (1985) desenvolveram e analisaram um modelo matemático para simular o desempenho e calor específico rejeitado sob várias estratégias de isolamento térmico de um motor diesel Cummins V903 de 450 kW e 2600 rpm, equipado com turbocharger e aftercooler. Es-tes dados foram utilizados como condições de contorno para modelos bidimensional e multi-zona para informações mais detalhadas do efeito do isolamento térmico na câmara de combustão.
Fo-ram encontrados diversos problemas ao utilizar fórmulas empíricas durante a modelagem, pois baseavam-se em valores médios de motores comuns; no caso de um motor adiabático, parâmetros como transferência de calor, atrito interno e curva de liberação de calor variam muito. Por simu-lação, este motor quando foi equipado com turbocompound (além do turbocharger e aftercooler) apresentou potência de 485 kW @ 2600 rpm, além de não precisar utilizar potência para acionar bomba d’água e ventilador. Por outro lado, houve uma substancial queda na eficiência volumétrica do motor, devido às altas temperaturas dos componentes da câmara de combustão.
Gallo (1990), utilizando ferramentas da primeira e segunda leis da termodinâmica, desenvol-veu um modelo capaz de simular motores de ignição por centelha que inclui transmissão instantânea de calor, processo de combustão com duração finita e troca gasosa. Para cada parcela operante (ar, combustível, resíduos e produtos de combustão) e suas misturas, o modelo calcula a propriedades termodinâmicas e exergia instantânea, o que permite obter não apenas uma análise exergética para cada processo, mas também global. Aplicando-se passo a passo o balanço de exergia, foi concluído: os processos de compressão e expansão possuem irreversibilidades associadas apenas à transferên-cia de calor; na combustão, a irreversibilidade é principalmente devido a reações químicas, sendo maior do que a destruição de exergia associada à transferência de calor; durante a troca gasosa, a irreversibilidade está associada a transferência de calor e escoamento com atrito através das válvu-las; dentre todos os processos, a combustão representa a maior parcela de irreversibilidade - sendo uma a duas ordens de grandeza maior - e que é menor para motores a álcool; a medida em que a rotação aumenta, o desempenho global também aumenta devido a menores perdas por transmissão de calor; a irreversibilidade por unidade de massa de motores de ignição por centelha é sempre menor do que para os motores de ignição por compressão, os valores máximos para motores a ga-solina ou álcool são sempre menores ou aproximadamente iguais aos valores mínimos de motores de ignição por compressão, além de outras particularidades. Foi constatado também que a análise tradicional baseada somente na primeira lei da termodinâmica não é suficiente para avaliar estraté-gias de aproveitamento energético, somente a análise de segunda lei é capaz de localizar e mensurar possibilidades de projeto eficazes.
Tao e outros (2005) compararam três diferentes modelos de simulação de combustão e forma-ção de material particulado para motores Diesel, modelos de baixa complexidade e também de alto detalhamento. Os três modelos foram implementados no código de simulação KIVA-3V - classe multi-dimensional - e resultados comparados com dados obtidos em ensaio de um motor diesel de aplicação pesada (Caterpillar®, modelo 3401E). O modelo mais simples (Two-step empirical soot model) apresentou facilidade de implementação e ajuste com parâmetros do motor, porém
resultados não coincidiram bem com dados experimentais e informações detalhadas sobre a for-mação de material particulado não podem ser obtidas deste modelo; o segundo modelo (eight-step soot phenomenological model) divide vantagens similares ao modelo anterior, porém com maior detalhamento sobre o fenômeno de formação de material particulado; o terceiro modelo (complex-chemistry and phenomenological soot model) oferece muitas vantagens na previsão da estrutura da chama em relação aos dois modelos anteriores incluindo penetração do vapor de combustível, distribuição de material particulado e formação de óxidos nitrosos.
Chmela e outros (2007) desenvolveram um modelo genérico de combustão utilizando equa-ções básicas de taxa de reação de Arrhenius e Magnussen, como alternativa aos modelos clássicos de Wiebe originalmente desenvolvida para motores ICE mas adaptada - na versão dupla - para mo-tores ICO e modelos para atraso de ignição. Partindo da ideia de que em um motor de combustão interna de pistão alternativo, a formação de mistura e reações químicas ocorrem em um ambiente caracterizado principalmente por alta turbulência e alta temperatura, a combustão pode ser descrita por dois princípios de taxas de reação química: turbulenta controlada pela equação de Magnussen e temperatura, por Arrhenius. O modelo proposto leva em consideração também a curva de injeção de combustível e apresentou boa aproximação quando comparado com dados reais do motor.
Souza Junior (2009) desenvolveu um simulador baseado em uma formulação zero-dimensional, capaz de simular as fases de compressão, combustão e expansão de motores diesel de injeção direta. Foram simulados e comparados dados de um motor operando com diversas mis-turas de combustível - biodiesel e diesel. Os erros foram inferiores a 8 % quando comparados dados reais de experimento com dados de simulação, além da vantagem em reduzir custos com testes em laboratório. Foi concluído que a utilização de biodiesel 100 % no lugar do diesel com 3 % de biodiesel reduz em 67 % e 65 % os níveis de CO e NOx respectivamente.
Lopes (2014) aplicou uma análise fenomenológica para avaliar e propor alterações de projeto de um motor diesel, 4 tempos, naturalmente aspirado e câmara aberta. O modelo é capaz de calcular a influência de diversos parâmetros de operação e projeto sobre a eficiência global do motor, foram comparadas duas hipóteses: a primeira com parâmetros de abertura e fechamento de válvulas do projeto original sem cruzamento de válvulas e a segunda com cruzamento de válvulas. Foi consta-tado em simulação que o cruzamento de válvulas aumentou a eficiência em 3 % e reduziu em 3,3 % o consumo específico de combustível, quando comparados com dados originais do motor.
fechada e conceito de valor médio para a fase aberta. Este modelo foi desenvolvido para ser apli-cado em grandes motores marítimos diesel 4 tempos, mas com vantagem de rápida velocidade de simulação. O modelo forneceu resultados comparáveis com
Tiwari e outros (2016) analisaram a distribuição de temperatura e carga térmica sobre o pis-tão de um motor diesel 4 tempos através de um modelo matemático, com solução por análise de elemento finito. Para o cálculo do coeficiente de transferência de calor, foi utilizada a correlação de Eichelberg (1939); foi concluído que para o caso estudado, a temperatura do pistão é máxima no centro, sendo necessária a refrigeração neste ponto.
1.1 Justificativas
Motores de combustão interna desempenham um forte papel como conversor de energia para as mais diversas aplicações humanas, impactam sobre custos de produção, transporte e também em emissões de poluentes e gases de efeito estufa. Em projetos de motores, o empirismo para ajuste de funcionamento requeria grande gasto de tempo e protótipos de teste. Após o surgimento de computadores, modelos de simulação tem sido constantemente aprimorados de forma a obterem resultados muito próximos com a realidade, permitindo projetos mais otimizados e mais rápidos. Os benefícios de modelos de simulação são inúmeros e em conjunto com a possibilidade de uso à uma grande diversidade de aplicações, a indústria atual não pode criar novos projetos sem antes avaliar por algum tipo de simulador.
Modelos de simulação de natureza termodinâmica são uma ferramenta poderosa para simu-lação de motores de combustão interna e oferecem boa aproximação de resultados relativos ao funcionamento do motor, com relativa simplicidade e maior velocidade; oferecem também melhor entendimento sobre impactos de parâmetros de projeto ou operacionais sobre o desempenho do mo-tor no ponto de vista termodinâmico, sendo altamente indicado no processo educativo de formação de pesquisadores da área.
Por meio de um software de programação matemática, pacotes de ferramentas termodinâ-micas podem ser inseridos em sequencia de modo a construir uma rotina computacional capaz de fornecer resultados desejados em forma de tabelas ou gráficos. Há diversos pacotes destas fer-ramentas disponíveis na literatura - sendo alguns dos principais disponibilizadas no capítulo de revisão bibliográfica deste trabalho - que podem ser combinados de diferentes formas e testados, possibilitando ao operador selecionar o modelo mais adequado ao motor em estudo. Este modelo conta também com a simulação de vazamento de gás através do pistão (Blowby), ferramenta pouco explorada em modelos de simulação similares.
1.2 Objetivos
Formular um modelo matemático utilizando o software MATLABr, cujo modelo deve ser capaz de simular o funcionamento de motores diesel, em função de parâmetros operacionais e construtivos. Este modelo deve também ser capaz de simular o vazamento de gás através do pisão (Blowby). O motor de ignição por compressão a ser simulado é do tipo 4 tempos, turboalimen-tado e equipado com intercooler. Parâmetros construtivos e operacionais foram obtidos por ensaios experimentais, realizados pelo próprio fabricante do motor.
O trabalho é dividido em duas etapas, chamadas de "Caso A"e "Caso B". A primeira etapa ("Caso A") é composto pelos ensaios A1 a A4, em que o modelo é ajustado sob quatro condições de operação - alta velocidade e carga (Caso A1), alta velocidade e carga parcial (Caso A2), velocidade parcial e alta carga (Caso A3) e velocidade e carga parcial (Caso A4). Os resultados por simulação são comparados, avaliados e debatidos em função de resultados experimentais para validação do modelo elaborado.
Na segunda etapa (Caso B), deve ser respondida a seguinte pergunta: modificações nos parâ-metros de injeção e sincronismo de válvulas do Caso A1 podem otimizar o rendimento termodinâ-mico do motor utilizado?
1.2.1 Objetivos específicos
Após a seleção de ferramentas mais indicadas ou consagradas pela literatura, desenvolver um modelo de simulação termodinâmico de motores de ignição por compressão (ICO) utilizando o software MATLABr. O modelo deve levar em consideração:
∘ cálculo de geometria e cinemática;
∘ temperatura, pressão e composição do gás homogêneos no interior da câmara de combustão; ∘ entalpia e calor específico de cada espécie química do gás de trabalho em função da
tempe-ratura e pressão instantâneas;
∘ troca de calor instantânea através das paredes da câmara de combustão;
∘ vazamento de gás através do pistão (Blow-by), ajustando instantaneamente a quantidade de gás no interior da câmara de combustão;
∘ eficiência e atraso de combustão;
∘ considerar variação molar para formação de gases durante combustão, considerando massa de combustível injetada;
∘ quando houver, fluxo cruzado de gás durante período de cruzamento de válvulas; ∘ retorno de gases queimados pelo coletor de admissão (Back flow);
∘ identificar e calcular de forma coerente fluxos de natureza subsônica ou sônica durante troca gasosa e vazamento de gás pelo pistão;
∘ fração de gases residuais durante troca gasosa; ∘ atrito interno do motor;
1.3 Organização do trabalho
O segundo capítulo (Revisão Bibliográfica) aborda primeiramente o princípio de funciona-mento de um motor ICO, geometria e cinemática, submodelos utilizados para cada processo de funcionamento de um motor de combustão interna, parâmetros de desempenho, balanço de massa e energia e metodologia do integrador numérico do tipo Runge-Kutta.
No terceiro capítulo (Dados para Modelagem) são apresentados os dados construtivos do motor utilizado para simulação e dados e operacionais relativos a cada ensaio em que o modelo de simulação deve ser ajustado.
No quarto capítulo (Resultados e Discussão) os resultados obtidos por simulação são apre-sentados, discutidos e comparados com dados experimentais fornecidos pelo fabricante e dados de literatura para o Caso A, que é composto dos ensaios A1 a A4 e Caso B, em que parâmetros do motor são alterados.
O quinto capitulo é composto pela conclusão geral do trabalho e sugestões para trabalhos futuros. Em Anexos estão disponíveis desenvolvimento de equações de geometria e cinemática, modelos para cálculo de fluxo através de orifício utilizado para a troca gasosa através das válvulas, tabelas de propriedades dos gases e gráficos complementares não discutidos no capítulo 4, que podem ser utilizados em trabalhos futuros que possam necessitar de comparações em relação a este trabalho.
2
Revisão Bibliográfica: os Motores Diesel
2.1 Princípios de Funcionamento de um Motor Diesel
O nome Motor Diesel é uma homenagem ao seu inventor Rudolf Christian Karl Diesel que obteve sua patente em 1897. Estes motores funcionam pelo princípio de ignição por compressão e podem operar com diversos combustíveis além do combustível diesel como, por exemplo, quero-sene, óleo combustível ou biodiesel.
Idealmente no processo de admissão, o ar é admitido sem combustível e sem restrição, a primeira grande diferença para um motor de ciclo Otto, pois este deve misturar o combustível ao ar de admissão. O processo seguinte de compressão, como não há combustível, motores ICO permitem taxas de compressão maiores do que motores ciclo Otto. A eficiência térmica de qualquer motor é diretamente proporcional à taxa de compressão. Esta é a segunda grande diferença de motores ICO para ICE, pois este possui taxa de compressão limitada a característica do combustível empregado, determinado pelo número de octanas. Por esta razão, a maioria dos motores ICE operam sob taxas de compressão inferiores em relação a motores ICO.
Alguns graus antes do ponto morto superior (PMS), o combustível é injetado pelo bico in-jetor; o combustível em contato com o ar a alta temperatura, pressão e turbulência - resultantes do processo de compressão - inflama-se liberando energia para o trabalho de eixo. Portanto, em motores ICO, a combustão é governada pela regulagem do início da injeção de combustível mais o pequeno atraso de ignição, que é basicamente o tempo necessário de aquecimento, vaporização e inicio da reação de oxidação do combustível. Esta talvez seja a maior diferença de motores ICO para ICE, pois nestes motores o início da combustão depende de uma centelha, o combustível já está misturado ao ar desde o processo de admissão.
A carga - ou potência do motor em uma dada rotação - é regulada pela vazão de injeção de combustível na câmara de combustão no caso de motores ICO, sem restrição de vazão de ar durante a admissão; motores ICE necessitam para seu funcionamento uma mistura próxima da estequiométrica para a propagação da frente de chama durante a combustão. Regulagem de cargas menores do que a total em motores ICE, implicam na necessidade de restrição de ar no processo de admissão para manter a relação ar-combustível desejada, o que resulta em uma perda maior por
bombeamento quando é feita por uma válvula borboleta.
Os próximos processos, expansão e escape são comuns a ambos ciclos de motores. Outra vantagem de motores ICO sobre motores ICE está no fato destes motores serem facilmente tur-boalimentados. A sobrealimentação implica em maiores pressões e temperaturas no PMS após o processo de compressão, o que aumenta o risco de detonação do combustível em motores ICE, sendo necessário um rigoroso controle global sobre as condições de operação, estado do motor e até do combustível empregado. Em motores ICO o combustível entra em contato com o ar apenas no momento da combustão, sendo o aumento da pressão e temperatura ao final do processo de com-pressão, uma restrição em motores ICE, uma condição favorável para combustão em motores ICO. A sobrealimentação pode ser utilizada tanto para o aumento de desempenho quanto eficiência - ou uma combinação das duas. Geralmente motores comerciais são regulados para aproveitar a energia remanescente dos gases de escape para obterem alta eficiência térmica.
2.2 Fundamentos da Combustão
A combustão é um processo complexo que depende da composição do combustível, geome-tria da câmara de combustão, condições de temperatura e pressão na admissão, entre outros fatores. Maiores taxas de compressão aumentarão a pressão e temperatura do ar no final do processo de compressão, consequentemente, facilitarão a ignição. No entanto, o aumento da taxa de compres-são implica em maiores temperaturas de combustão, diretamente associada a formação de óxidos nitrosos (NOx). Além disso, o diesel combustível é uma mistura complexa de hidrocarbonetos que podem variar de produtor, em que o controle é feito pelas características globais do combustível, como normas ou legislação do país consumidor.
No momento desejado, o combustível é injetado na câmara de combustão pelo sistema de injeção, em que o combustível - ao passar pelos pequenos orifícios do bico injetor - é atomizado e deve penetrar na câmara de combustão. Em contato com o ar a alta temperatura, movimento e pressão, o combustível leva um pequeno tempo para ser aquecido e misturar-se com o ar na câmara de combustão. Este tempo é chamado de atraso da ignição e é inversamente proporcional a pressão e temperatura, condições obtidas com o aumento da taxa de compressão.
forma a obter o início da combustão no momento desejado. Em um primeiro momento, apenas as frações leves do combustível entra em combustão; uma vez que o processo de combustão inicia-se, a pressão e a temperatura dentro da câmara aumentam, diminuindo assim o atraso de ignição do combustível ainda em injeção (a lembrar, o combustível é injetado por um breve, porém constate, período) e proporcionando a queima das frações mais pesadas do combustível.
Segundo Heywood (1988), o tamanho do motor também influencia muito no processo de combustão: partindo do pressuposto de que a velocidade do pistão para motores comerciais é apro-ximadamente constante, a rotação máxima do motor será inversamente proporcional ao curso do pistão e, consequentemente, o tempo disponível para combustão também. Essa diferença chega a 10 vezes, comparando um motor de pequena e de grande dimensão.
A chama é classificada de acordo com três características gerais: a primeira está relacionada como a forma em que os reagentes entram na câmara de combustão: quando há encontro de reagen-tes na mesma região onde ocorrerá a combustão, este tipo de chama é classificada como difusiva e é do tipo predominante nos motores 𝐼𝐶𝑂; quando os reagentes encontram-se em um local separado de onde ocorrerá a combustão, é classificado como pré-mistura, tipo predominante em motores 𝐼𝐶𝐸. A segunda característica está relacionada com a natureza do fluxo de gás onde ocorre a re-ação, laminar ou turbulenta. Na laminar (baixo número de Reynolds), o encontro e transporte de reagentes é feito por um processo molecular. Na reação turbulenta (alto número de Reynolds), que é predominante em motores de combustão interna, há maior encontro e transporte de reagentes, resultando em maiores taxas de queima. A terceira característica classifica a chama em estável ou instável(HEYWOOD, 1988).
De acordo com Heywood (1988), o spray de combustível inicia-se como um jato líquido que vaporiza-se, mistura-se com o ar e depois entra em combustão. Cerca de 70 a 95 % do combustí-vel injetado encontra-se na fase vapor no início da combustão, sendo que apenas de 10 a 35 % do combustível vaporizado é misturado antes dos limites da combustão. Isto sugere que o processo de combustão em motores típicos é controlado pelo processo de mistura, em vez do processo de vapo-rização. Apesar da geometria do spray de combustível ser essencial para a mistura ar / combustível, não é necessária para o simples propósito de modelar a liberação de calor e emissões. Em muitos modelos fenomenológicos basta apenas calcular a evolução da massa de combustível, composição, volume e temperatura em regiões críticas, com base em um modelo geométrico genérico de spray.
2.3 Câmara de Combustão Aberta
Motores de ignição por compressão podem apresentar diversos tipos de câmaras de combus-tão, conforme características do combustível, operação e finalidade do motor. Os principais tipos são: câmara aberta, câmara de pré-combustão, câmara de turbulência, célula de ar e célula de ener-gia.
A câmara de combustão do tipo aberta é utilizada em quase todos os motores diesel grandes e na grande maioria dos motores menores, também chamada de câmara de injeção direta ou simples-mente de DI. Nesta configuração, o combustível é injetado diretasimples-mente na câmara de combustão, que é formada parte pelo espaço entre o pisão e cabeçote, parte pelo formato do próprio pistão.
Este tipo de câmara tornou-se popular com o avanço tecnológico na fabricação e projeto de sistemas de injeção, pois o bom funcionamento do motor equipado com esta configuração é altamente dependente deste sistema. A fim de melhorar condições de combustão, o bico injetor ge-ralmente é colocado no centro da câmara de combustão e com três furos ou mais para proporcionar melhor encontro de reagentes.
Uma grande turbulência inicial é necessária para garantir a penetração do jato de combustível e, consequentemente, uma boa combustão. Nas figuras 2.1 e 2.2 podem ser vistos esquemas básicos representativos deste tipo de câmara.
Em motores de 4 tempos, o ar de admissão é aspirado pela(s) válvula(s) de admissão, que po-dem ter protuberâncias ou estar posicionadas de forma a criar movimento angular do ar no interior do cilindro. Este movimento do ar persiste durante o curso de compressão porque o êmbolo reduz o comprimento do cilindro confinado no qual os gases giram (Swirl). Há um segundo movimento do gás induzido pelo movimento do pistão no sentido radial, chamado Squish.
Segundo Obert (1971), a baixas rotações, o motor de câmara aberta permite ao combustível encontrar o ar com mais facilidade, obtendo-se desempenho ótimo com combustíveis de qualidade inferior. Motores de câmara aberta possuem eficiência térmica superior devido a menor quantidade de calor trocada com o sistema de arrefecimento, devido a menor área de contato dos gases com as paredes da câmara de combustão.
Figura 2.1: Motor de câmara aberta, dois tempos, General Motors, seis cilindros, 4,25 x 5 pol, razão de compressão 16:1 (OBERT, 1971).
Câmaras compactas também favorecem partida a frio pela mesma razão. Por outro lado, motores equipados com câmara aberta, em operação de velocidade média e alta, podem ter pressões máximas muito altas e essas pressões são exercidas diretamente sobre pistão e demais mecanismos. Já em cargas baixas, a temperatura de combustão torna-se baixa devido ao excesso de ar, o que favorece o ciclo de aproximar-se do padrão ideal do ar, resultando em altas eficiências deste tipo de motor.
De Risi e outros (2003) otimizaram a câmara de combustão de motores diesel de injeção direta (DI) utilizando investigações baseadas em um algoritmo genético. Este modelo permite dife-rentes funções serem otimizadas simultaneamente. Os parâmetros otimizados foram relacionados à características geométricas da câmara de combustão e direção do spray de injeção do combus-tível; o volume da câmara de combustão (bowl volume), turbulência (squish-to-bowl) e taxa de
compressão foram mantidos constantes.
A influência do formato da câmara de combustão sobre emissões de poluentes também foi avaliada. Como conclusão, melhores resultados foram obtidos com diferentes estratégias de injeção ou alterando-se outros parâmetros de controles do motor. Especificamente no formato da câmara de combustão, emissões de NOx podem ser reduzidas por meio de câmaras mais estreitas e profundas, com uma reentrância rasa e baixa protuberância; o spray deve ser direcionado para o interior da câmara.
Figura 2.2: Motor de câmara aberta, marca Mercedes -Benz (OM 403), 125 x 130 mm, 4 tempos, 2500 rpm (HARDENBERG EBUHL, 1982).
2.4 Geometria e Cinemática
A posição do pistão depende do raio do virabrequim (r) e sua respectiva posição angular (𝜃) e do comprimento da biela centro a centro dos mancais de apoio (l). O curso do pistão é dado por (L), o diâmetro do pistão por (D), o volume da câmara de combustão por (V0) e o volume do cilindro por (Vcc). Um esquema básico de geometria de um motor genérico pode ser visto na figura 2.3.
Figura 2.3: Esquema geométrico básico de um motor convencional.
Seja 𝑅 a distância entre os centros do pino do pistão e do virabrequim, logo 𝑅(𝜃) é dado por (desenvolvimento em Anexo):
𝑅 = 𝑟𝑐𝑜𝑠(𝜃) + 𝑙 √︃ 1 −(︂ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) 𝑙 )︂2 (2.1)
Seja 𝑆(𝜃) a posição instantânea do pistão com referência ao 𝑃 𝑀 𝑆:
𝑆(𝜃) = 𝑟(1 − 𝑐𝑜𝑠(𝜃)) + 𝑙 ⎛ ⎝1 − √︃ 1 −(︂ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) 𝑙 )︂2 ⎞ ⎠ (2.2)
A área instantânea do cilindro (𝐴(𝜃)):
𝐴(𝜃) = 𝐴0+ 𝜋𝐷 ⎛ ⎝𝑟(1 − 𝑐𝑜𝑠(𝜃)) + 𝑙 ⎛ ⎝1 − √︃ 1 −(︂ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) 𝑙 )︂2 ⎞ ⎠ ⎞ ⎠ (2.3)
onde 𝐴0 deve compreender a soma das áreas do cabeçote, parte do cilindro acima do 𝑃 𝑀 𝑆 (se
houver) e área do topo do pistão.
O volume instantâneo da câmara de combustão, em função do ângulo de manivela:
𝑉 (𝜃) = 𝑉 𝑐𝑐 + 1 4𝜋𝑑 2 ⎛ ⎝𝑟(1 − 𝑐𝑜𝑠(𝜃)) + 𝑙 ⎛ ⎝1 − √︃ 1 −(︂ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) 𝑙 )︂2 ⎞ ⎠ ⎞ ⎠ (2.4)
A taxa variação de volume pela variação de ângulo de manivela:
𝑑𝑉 (𝜃) 𝑑𝜃 = 1 4𝜋𝑑 2 ⎛ ⎜ ⎜ ⎝ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) + 𝑟 2 2𝑙 ⎛ ⎜ ⎜ ⎝ 𝑠𝑒𝑛(2𝜃) √︂ 1 − (︁ 𝑟𝑠𝑒𝑛(𝜃) 𝑙 )︁2 ⎞ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎟ ⎟ ⎠ (2.5)
A taxa geométrica de compressão geométrica é dada pela função:
𝜖 = 𝑉𝑃 𝑀 𝐼 𝑉𝑃 𝑀 𝑆
= 𝑉 𝑐𝑐 + 𝑉 0
𝑉 𝑐 . (2.6)
e a velocidade média do pistão [𝑚/𝑠] pela função:
𝑉 𝑝 = 2𝐿𝑁
60 (2.7)
onde N é a rotação do motor [𝑟𝑝𝑚].
2.5 Desempenho
Nesta seção serão apresentados alguns dos principais parâmetros de desempenho de um mo-tor de combustão interna, que servem para avaliar e comparar momo-tores.
2.5.1 Trabalho indicado
O trabalho indicado por ciclo, realizado pelo pistão sobre o virabrequim, pode ser obtido pela integração da curva do diagrama pressão x volume:
𝑊𝑖 = ∮︁ 𝑝𝑐𝑐𝑑𝑉 − ∮︁ 𝑝𝑐𝑡𝑑𝑉 = ∮︁ [𝑝𝑐𝑐− 𝑝𝑐𝑡]𝑑𝑉 (2.8)
onde 𝑝𝑐𝑐é a pressão do gás na câmara de combustão e 𝑝𝑐𝑡é a pressão do gás no cárter.
Com a adição dos processos de admissão e escape que também exigem trabalho, o trabalho indicado pode ser dividido em duas definições (HEYWOOD, 1988):
∘ Trabalho indicado bruto por ciclo (𝑊𝑖,𝑔) - trabalho realizado pelo pistão sobre os processos
de compressão e expansão apenas;
∘ Trabalho indicado líquido por ciclo (𝑊𝑖,𝑛) - trabalho realizado pelo pistão sobre o ciclo
2.5.2 Pressão Média Indicada
A pressão média indicada (imep - indicated mean effective pressure) é dada por:
𝑖𝑚𝑒𝑝 = 𝑃𝑖𝑛𝑟10
3
𝑉𝑑𝑁
(2.9)
onde:
𝑖𝑚𝑒𝑝 = pressão média indicada [𝑘𝑃 𝑎];
𝑃𝑖= potência indicada [𝑘𝑊 ];
𝑛𝑟= número de revoluções do virabrequim por ciclo, 2 para motores 4 tempos;
𝑉𝑑= volume deslocado pelo cilindro, por ciclo [𝑑𝑚3];
𝑁 = numero de rotações do motor por segundo [𝑟𝑒𝑣/𝑠].
2.5.3 Pressão Média Efetiva
A pressão média efetiva (mep - mean effective pressure) é um parâmetro relativo de compa-ração, dado pela divisão entre o trabalho por ciclo e pelo volume deslocado por ciclo. A diferença entre 𝑚𝑒𝑝 e 𝑖𝑚𝑒𝑝 está no fato de que o primeiro contabiliza perdas por atrito e o segundo não.
𝑚𝑒𝑝 = 𝑃𝑒𝑛𝑟10
3
𝑉𝑑𝑁
(2.10)
onde:
𝑚𝑒𝑝 = pressão média efetiva [𝑘𝑃 𝑎];
𝑃𝑒= potência efetiva [𝑘𝑊 ];
𝑉𝑑= volume deslocado pelo cilindro, por ciclo [𝑑𝑚3];
𝑁 = numero de rotações do motor por segundo [𝑟𝑒𝑣/𝑠].
Segundo Heywood (1988), para motores diesel naturalmente aspirados, 4T, o valores usuais de 𝑏𝑚𝑒𝑝 são de 700 a 900 𝑘𝑃 𝑎. Motores diesel turboalimentados 4T possuem valores usuais de 𝑏𝑚𝑒𝑝 entre 1000 - 1200 𝑘𝑃 𝑎; para motores equipados com aftercooler, este valor pode chegar a 1400 𝑘𝑃 𝑎.
2.5.4 Rendimento Volumétrico
Os gases remanescentes da combustão não são totalmente expelidos durante a exaustão e afetam a capacidade de indução de ar fresco para um novo ciclo. Além da massa, os gases rema-nescentes possuem uma temperatura superior ao ar induzido.
De acordo com Taylor (1985), quando os gases residuais e fresco se misturam no processo de indução, a contração do gás residual ao ser resfriado pelo ar fresco é compensada pela expansão do aquecimento do ar fresco, que em um processo ideal, a variação volumétrica dos gases remanes-centes e fresco podem ser igualadas e portanto não afetando neste ponto o rendimento volumétrico.
As seguintes relações, com base nos trabalhos de Gallo (1990), dizem respeito a parâmetros operacionais do motor. O rendimento volumétrico relaciona a massa de ar real com a capacidade de massa de ar dentro do cilindro. Esta definição pode ser utilizada de duas formas, em relação ao ar de condições ambientes ou em relação às condições do ar no coletor de admissão, conforme fórmulas 2.11 e 2.12 respectivamente: 𝜂𝑣 = 𝑚𝑎𝑟 𝑚𝑎𝑟,0 (2.11) 𝜂𝑣 = 𝑚𝑎𝑟 𝑚𝑎𝑟,𝑖𝑛 (2.12)
De acordo com Heywood (1988), valores típicos para motores naturalmente aspirados variam de 80 a 90 %.
2.5.5 Potência Efetiva
A potência do motor (útil ou efetiva) é dada pela função:
˙ 𝑊𝑒 = 2𝜋𝑁 60 𝑇 (2.13) onde: ˙ 𝑊𝑒= potência efetiva [W]; 𝑁 = é a rotação [RPM]; 𝑇 = torque [Nm]
2.5.6 Consumo Específico de Combustível
O consumo específico de combustível é dado pela função:
𝑐𝑒𝑐 = 𝑚˙𝑐 ˙ 𝑊𝑒
(2.14)
onde:
𝑐𝑒𝑐 = consumo específico de combustível [g/kWh];
˙
𝑚𝑐= consumo de combustível [g/h];
˙
2.5.7 Atrito do Motor
A estimativa da potência de eixo de um motor deve ser a subtração da potência indicada pela potência de atrito do motor, que é a potência perdida no acionamento mecânico dos componentes internos do motor. Segundo Heywood (1988) a potência de atrito representa aproximadamente de 10 % (carga total) a 100 % (marcha lenta) da potência indicada e afetam diretamente o consumo de combustível. Millington e Hartles (1968) desenvolveram uma correlação para motores Diesel:
𝑓 𝑚𝑒𝑝 = 0,137 +𝑝𝑚𝑎𝑥
200 + 0,162𝑉𝑝 (2.15)
onde:
𝑓 𝑚𝑒𝑝 = pressão média de atrito [bar];
𝑝𝑚𝑎𝑥= pressão máxima [bar];
𝑉𝑝 = velocidade média do pistão [m/s]
Heywood (1988) apresenta um modelo de atrito a partir de testes "Hot Motoring"para motores Diesel 𝐼𝐷𝐼 e 𝐷𝐼: 𝑓 𝑚𝑒𝑝 = 𝐶1+ 48 (︂ 𝑁 1000 )︂ + 0,4 ¯𝑉𝑝2 (2.16) onde:
𝑓 𝑚𝑒𝑝 = pressão média de atrito [𝑘𝑃 𝑎];
𝑁 = rotação [𝑅𝑃 𝑀 ];
𝐶1= 75 𝑘𝑃 𝑎 para motores 𝐷𝐼; 110 para motores 𝐼𝐷𝐼 com grandes câmaras de combustão e
2.5.8 Rendimento Térmico Indicado
O rendimento térmico indicado 𝜂𝑖 é dado pela razão entre o trabalho indicado e a energia
fornecida pelo combustível:
𝜂𝑖 =
𝑊𝑖
𝑚𝑐𝑃 𝐶𝐼
(2.17)
onde:
𝑊𝑖 = trabalho indicado por ciclo;
𝑚𝑐= consumo de combustível por ciclo;
𝑃 𝐶𝐼 = poder calorífico inferior do combustível.
2.5.9 Rendimento Térmico Efetivo
O rendimento térmico efetivo 𝜂𝑒 é dado pela razão entre o trabalho efetivo e a energia
for-necida pelo combustível. O trabalho efetivo é a diferença entre o trabalho indicado e o trabalho de atrito. 𝜂𝑒 = 𝑊𝑒 𝑚𝑐𝑃 𝐶𝐼 (2.18) onde:
𝑊𝑒= trabalho efetivo por ciclo;
𝑃 𝐶𝐼 = poder calorífico inferior do combustível.
2.5.10 Eficiência Mecânica
Do total do trabalho realizado pelos gases no interior do cilindro sobre o pistão, uma parte é perdida em atrito interno do motor, em mancais, rolamentos, atrito dos anéis, etc. A soma de todos estes atritos são agrupados na "Potência de atrito" (HEYWOOD, 1988). Logo:
𝑃𝑖,𝑔 = 𝑃𝑏+ 𝑃𝑓 (2.19)
onde:
𝑃𝑖,𝑔 = potência indicada bruta;
𝑃𝑏 = potência de eixo (break power);
𝑃𝑓 = potência de atrito.
A razão da potencia útil desenvolvida pelo motor pela potência indicada é chamada eficiência mecânica(𝜂𝑚): 𝜂𝑛 = 𝑃𝑏 𝑃𝑖,𝑔 = 1 − 𝑃𝑓 𝑃𝑖,𝑔 (2.20)
De acordo com Heywood (1988), valores típicos para motores automotivos modernos são da ordem de 90 % em carga total em rotações abaixo de 1800 - 2400 𝑟𝑝𝑚, diminuindo para 75 % na rotação máxima.
2.6 Propriedades dos Fluídos de Trabalho
Tabela 2.1: Base 100 mols de ar seco (PATTERSON, 1962). Gás Mol 𝑂2 20,99 𝑁2 78,03 𝐴 0,94 𝐶𝑂2 0,03 𝐻2 0,01
Para o propósito deste trabalho, os gases argônio, dióxido de carbono e hidrogênio normal-mente encontrados no ar foram agrupados com o nitrogênio e assumidos com as mesmas propri-edades termodinâmicas do nitrogênio. Assim o ar foi assumido com a composição de 79,01 % de nitrogênio e 20,99 % de oxigênio em volume. O erro do valor das propriedades termodinâmicas nesta base é em torno de 0,4 % ou menos (PATTERSON, 1962).
Considerando o fluído de trabalho como mistura de gases, antes da combustão a composi-ção para o ar de admissão é nitrogênio (𝑁2) e oxigênio (𝑂2) e uma fração de gases residuais de
combustão; após a combustão, uma fração dos gases de admissão - motores ICO sempre trabalham com coeficiente de ar teórico (𝜆) maior do que uma unidade - e gases de combustão, compos-tos por dióxido de carbono (𝐶𝑂2), água (𝐻2𝑂) e óxidos nitrosos (𝑁 𝑂 e 𝑁 𝑂2). De acordo com
Heywood (1988), para motores ICE a taxa 𝑁 𝑂2/𝑁 𝑂 pode ser considerada desprezível para valores
usuais de temperatura e pressão de combustão; para motores ICO, a porcentagem de 𝑁 𝑂2pode ser
considerada de 10 a 30 % em relação ao total de 𝑁 𝑂𝑥 dos gases de exaustão.
Neste trabalho os gases foram assumidos como ideais, pois de acordo com Zacharias (1967), para pressões de até 100 atm e temperaturas de até 2500 K, o fator de compressibilidade (Z) é igual a um, utilizando a equação de Beattie-Bridgeman de quarta ordem para mistura de gases, sendo portanto as propriedades do gás funções da temperatura e composição.
De acordo com Heywood (1988), os modelos mais completos para cálculo das propriedades termodinâmicas de espécies químicas são baseados em regressão polinomial de curvas de dados termodinâmicos; para gases não queimados, a composição é assumida como estática, para misturas queimadas, em equilíbrio termoquímico. Para cada espécie química, no estado padrão na
tempera-tura 𝑇 [𝐾], o calor específico é aproximado por:
¯
𝑐𝑝 = ¯𝑅(𝑎1+ 𝑎2𝑇 + 𝑎3𝑇2+ 𝑎4𝑇3 + 𝑎5𝑇4) (2.21)
a entalpia no estado padrão para cada espécie: ¯ ℎ𝑖 = ¯𝑅𝑇 (𝑎1+ 𝑎2 2 𝑇 + 𝑎3 3 𝑇 2+𝑎4 4𝑇 3+𝑎5 5 𝑇 4+ 𝑎6 𝑇 ) (2.22)
onde as constantes 𝑎𝑖para cada espécie são encontradas na tabela A.2.
As demais propriedades de cada substância podem ser calculadas da seguinte forma (GALLO, 1990):
∘ calor específico a volume constante, ¯ 𝐶𝑣(𝑖) = ¯𝐶𝑝(𝑖) − ¯𝑅 (2.23) ∘ entalpia, ¯ ℎ(𝑖) = ¯ℎ0𝑓 + ∫︁ 𝑇 𝑇 0 ¯ 𝐶𝑝(𝑖)𝑑𝑇 (2.24) ∘ energia interna, ¯ 𝑢(𝑖) = ¯ℎ − ¯𝑅𝑇 (2.25) onde ¯ℎ0 𝑓 é a entalpia de formação. 2.7 Queima do Combustível
Em motores ICE, a taxa de combustão pode ser modelada pela função simples de Wiebe, que requer dois parâmetros de forma, especificação do período de ignição e duração da combustão. A combustão em um motor ICO é mais complexa e pode ser descrita como:
∘ injeção do combustível;
∘ reação de oxidação do combustível:
· queima rápida do combustível acumulado no período de atraso; · combustão do combustível remanescente.
2.7.1 Atraso de ignição
Hardenberg e Hase (1979) definem o atraso de ignição para finalidade de engenharia como um "atraso de aumento de pressão", período que compreende o momento de início da injeção de combustível até a verificação de alteração de pressão na câmara de combustão. Neste período ocorre duas distintas fases de combustão, a fase "chama fria"e fase de "chama azul", que para tal já houve ignição. Assim, elaboraram uma equação empírica (2.26) para o cálculo do atraso de ignição:
𝑡𝑖𝑑(𝐶𝐴) = (0,36 + 0,22𝑉 𝑝) exp [︃ 𝐸𝑎 (︂ 1 𝑅0𝑇 𝜖(𝑛𝑐−1) − 1 17190 )︂ + (︂ 21,2 𝑝𝜖(𝑛𝑐)− 12,4 )︂0,63]︃ (2.26) onde:
𝑡𝑖𝑑= atraso em graus de ângulo de manivela;
𝑉 𝑝 = velocidade média do pistão [m/s];
𝑇 = temperatura absoluta do ar no coletor de admissão, [K];
𝑝 = pressão absoluta do ar no coletor de admissão, [𝑏𝑎𝑟];
𝜖 = taxa de compressão geométrica;
𝑛𝑐= coeficiente politrópico para compressão (1,37);
𝐸𝑎= energia de ativação do diesel combustível, que pode ser encontrada pela equação:
𝐸𝑎=
618840
onde 𝐶𝑁 é o número de cetanos do combustível.
A equação 2.26 pode ser convertida de angulo de manivela (𝐶𝐴) para milissegundos (𝑚𝑠) pela equação 2.28:
𝑡𝑖𝑑(𝑚𝑠) =
𝑡𝑖𝑑(𝐶𝐴)
0,006𝑁 (2.28)
onde 𝑁 é a rotação do motor por minuto.
Para motores de injeção direta (DI), o atraso de ignição é afetado primeiramente pela tempe-ratura do núcleo de gás durante a compressão; outros fatores têm pequena influência neste atraso
(BORMAN, 1987). De fato, Van Gerpen e outros (1985) constataram que a turbulência ou a
pres-são de injeção não possuem efeitos mensuráveis no atraso de ignição de motores de injeção direta, sendo este atraso primariamente um efeito químico.
Em condições normais de operação do motor - velocidade de baixa a média e totalmente aquecido - o atraso de combustão é mínimo quando ocorre o início da injeção de 10 a 15 graus antes do ponto morto superior (APMS ou BTC). O aumento do atraso com injeções adiantada ou atrasada ocorre devido a temperatura e pressão do ar mudarem significantemente perto do ponto morto superior (PMS ou TC).
Se a injeção é antecipada, a temperatura e pressão do ar são mais baixas, então o atraso torna-se maior. Se a injeção é atrasada para um ponto próximo ao PMS, a temperatura e pressão são maiores, mas são reduzidas a medida em que o atraso ocorre; portanto o ponto ótimo ocorre em um ponto intermediário (HEYWOOD, 1988).
Primus e Flynn (1985) mostraram que o ponto ótimo de injeção, em termos de máximo trabalho realizado pelo pistão, ocorre a 18 °antes do ponto morto superior, ponto específico para o motor testado por estes autores. Taylor (1985) exemplifica pela tabela 2.2 o atraso médio de ignição para motores de câmara aberta, em função da variação da rotação e ângulo de injeção.
O atraso da ignição é afetado também pela carga do motor - ou quantidade de combustível injetada. A figura 2.4 representa o comportamento do atraso de ignição em função da carga: com o aumento da carga, a temperatura do gás residual e paredes da câmara de combustão aumentam
