Universidade Federal da Paraíba
Centro de Tecnologia
Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica
- Mestrado -
Doutorado-ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
por
Fagner Barbosa Ferraz
Tese de Doutorado apresentada à Universidade Federal da Paraíba para a
obtenção do grau de Doutor em Engenharia Mecânica
FAGNER BARBOSA FERRAZ
ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
Tese de Doutorado apresentada ao Programa de
Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da
Universidade Federal da Paraíba - UFPB, em
cumprimento às exigências para a obtenção de
Grau de Doutor em Engenharia Mecânica.
Orientador: Prof. Dr. Emerson Freitas Jaguaribe
F381a Ferraz, Fagner Barbosa.
Análise de desempenho de um motor diesel turboalimentado
ottolizado para gás natural / Fagner Barbosa Ferraz.-- João
Pessoa, 2014.
121f. : il.
Orientador: Emerson Freitas Jaguaribe
Tese (Doutorado) – UFPB/CT
1. Engenharia mecânica. 2. Motor diesel turboalimentado.
3.Ottolização. 4. Gás natural - desempenho. 5. Balanço de energia.
DEDICATÓRIA
AGRADECIMENTOS
Ao meu orientador, Professor Emerson Freitas Jaguaribe, que através dos seus conhecimentos e do seu apoio tornou esse trabalho possível;
Ao CNPq, pelo incentivo ao desenvolvimento científico do país e pela bolsa concedida;
A todos os examinadores que participaram do exame de qualificação e da avaliação da tese de doutorado, me honrando com suas contribuições;
À Coordenação de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, pela atenção e apoio; Aos amigos dos Laboratórios de Inovação e de Carvão Ativado, por toda a ajuda no decorrer destes anos;
À PBGÁS pelo incentivo ao trabalho;
Ao IFBA pelo apoio indispensável para a conclusão desse trabalho.
ANÁLISE DE DESEMPENHO DE UM MOTOR DIESEL
TURBOALIMENTADO OTTOLIZADO PARA GÁS NATURAL
RESUMO
Um grande número de empresas nacionais faz uso de grupos geradores a diesel como opção à eletricidade fornecida pela concessionária local. O emprego de grupos geradores é comum durante as horas de pico, que no Brasil, ocorrem entre as 17 e 22 h. Tais aparatos, juntamente com os motores veiculares a diesel têm contribuído para o grande aumento da poluição ambiental, uma vez que a queima deste combustível se faz com grande emissão de particulados, de NOx e de SOx. O gás natural é considerado uma alternativa ao uso do diesel
por possuir um alto poder calorífico, queima limpa, e adequada octanagem para o ciclo Otto. O presente trabalho trata da análise de desempenho de um motor Perkins turboalimentado, a diesel, modelo 1104C-44TA, convertido para funcionar apenas com gás natural, identificando ainda, os fatores limitadores de potência nestes tipos de motores. Considerando a importância da taxa de compressão no processo de ottolização, o motor convertido foi avaliado sob a influência de três diferentes taxas: 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. Para tanto, foram selecionados avanços de ignição que ao interagir com a mistura próxima da estequiométrica garantisse ao funcionamento do motor as melhores condições de desempenho, para cada taxa de compressão escolhida. Os ensaios foram feitos com o auxílio de um dinamômetro hidráulico e os resultados obtidos evidenciaram que, na prática, tais parâmetros não são suficientes para se assegurar os melhores desempenhos em um motor diesel ottolizado. Foi observado um aumento consubstancial na temperatura dos gases de exaustão e na turbina, em virtude da ampliação do volume dos gases de escapamento com relação àquele observado no motor original, com prejuízos para a eficiência e a própria vida útil do motor. Verificou-se, através das análises energéticas, que a taxa de compressão de 8,7:1 permitiu ao motor seu melhor desempenho, com relação à outras experimentadas. Como esperado, o motor operando na taxa de 7,6:1 produziu as mais elevadas temperaturas dos gases de exaustão. Com respeito às emissões gasosas, o motor convertido com taxa de compressão de 12,3:1 emitiu o maior nível de NOx e o menor nível de hidrocarbonetos não queimados.
PERFORMANCE ANALYSIS OF A TURBOCHARGED DIESEL
ENGINE CONVERTED INTO AN OTTO CYCLE ENGINE TO RUN ON
NATURAL GAS
ABSTRACT
A large number of national companies has been using diesel gensets as an alternative to the electricity supplied by the local utility. Therefore, generators are used as an emergency power system or during peak hours. Peak hour in Brazil is between 5 to 10 p. m. As we know diesel engines contribute to the large increase in environmental pollution, since the diesel exhaust may contain fine particles associated with negative health effect, toxic air contaminants, as NOx and SOx. On the other hand, Natural gas is considered as a suitable
SUMÁRIO
CAPITULO I ... 18
INTRODUÇÃO ... 18
CAPITULO II ... 21
REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ... 21
2.1 INTRODUÇÃO ... 21
2.2 O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL ... 21
2.3 A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA ... 24
CAPÍTULO III ... 28
FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA ... 28
3.1. INTRODUÇÃO ... 28
3.2 PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA ... 28
3.2.1 Ciclo padrão a ar Diesel ... 29
3.2.2 Ciclo padrão ar Otto ... 32
3.2.3 Motores turboalimentados do ciclo Otto ... 34
3.2.4 Taxa ou razão de compressão... 36
3.2.5 Fator lambda (λ) ... 37
3.2.6 Poder calorífico de um combustível ... 40
3.2.7 Avanço de ignição ... 41
3.2.8 Eficiência volumétrica ... 42
3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE ... 45
3.3.1 Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle... 45
3.3.2 Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica ... 46
3.3.3 Balanço de energia em um motor de combustão interna ... 48
3.3.4 Combustão em um MCI ... 49
CAPÍTULO IV ... 51
ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO ... 51
4.1 INTRODUÇÃO ... 51
4.2 DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA ... 51
CAPÍTULO V ... 59
A OTTOLIZAÇÃO ... 59
5.1 INTRODUÇÃO ... 59
5.2 PARTICULARIDADES DO PROCESSO DE OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES TURBOALIMENTADOS ... 60
5.3 COMPONENTES NECESSÁRIOS AO FUNCIONAMENTO DO MOTOR PERKINS OTTOLIZADO ... 61
5.3.1 Componentes do sistema de ignição estática ... 61
5.3.2 O Governador Eletrônico... 62
5.3.3 Sistema de alimentação e controle eletrônico de gás natural ... 63
CAPÍTULO VI ... 65
APARATO E DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL ... 65
6.1 INTRODUÇÃO ... 65
6.2 EQUIPAMENTOS UTILIZADOS NOS TESTES DO MOTOR OTTOLIZADO ... 65
6.2.1 Bancada Dinamométrica... 65
6.2.2 Medidor de vazão do ar de admissão ... 68
6.2.3 Sistema de medição de vazão de GN ... 69
6.2.4 Analisador de gases de combustão ... 69
6.2.6 Sistema de resfriamento da turbina ... 71
6.2.7 Sistema de medição de temperatura e de pressão da bancada de testes ... 71
6.2.7.1 Medição de temperatura da mistura ar/GN a montante do aftercooler ... 71
6.2.7.2 Medição de temperatura da mistura ar/GN a jusante do aftercooler ... 72
6.2.7.3 Medição da temperatura dos gases de escape e da parede da turbina ... 73
6.2.7.4 Medição de temperatura e de pressão do coletor de admissão ... 73
6.2.7.5 Medição da temperatura do óleo do motor ... 74
6.2.7.6 Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor ... 75
6.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL ... 75
6.3.1 Calibração do dinamômetro ... 75
6.3.2 Medição da vazão da água do sistema de arrefecimento do motor ... 76
6.3.3 Testes realizados no motor convertido ... 76
6.3.3.1 Testes realizados com o motor operando na taxa de compressão de 7,6:1 ... 77
6.3.3.2 Ensaios realizados com as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e de 12,3:1 ... 78
CAPÍTULO VII ... 79
RESULTADOS E ANÁLISES ... 79
7.1 INTRODUÇÃO ... 79
7.2 ENSAIOS REALIZADOS COM O MOTOR OPERANDO COM A TAXA DE COMPRESSÃO DE 7,6:1 ... 79
7.2.1 Influência do avanço de ignição na emissão de NOx e na temperatura dos gases de escape ... 79
7.2.2 Resultados de desempenho do motor sob a influência de duas formas distintas de refrigeração da turbina ... 81
7.3 RESULTADOS DOS TESTES PARA O MOTOR CONVERTIDO SOB A INFLUÊNCIA DAS TRÊS TAXAS DE COMPRESSÃO ... 83
7.3.1 Avanços de ignição mais funcionais ao motor ottolizado... 83
7.3.2 Desempenho do motor funcionando com três diferentes taxas de compressão ... 84
7.3.3 Análise energética realizada no motor convertido ... 89
CAPÍTULO VIII ... 96
SUGESTÕES PARA OS PRÓXIMOS TRABALHOS ... 99 REFERÊNCIAS ... 100 ANEXO A – Massas molares dos constituintes do GN e dos produtos formados em sua combustão ... 104 ANEXO B – Equacionamentos para a obtenção dos calores específicos dos produtos gerados na combustão do GN ... 105 APÊNDICE A – Dados dos Testes realizados com motor Perkins operando nas taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1 ... 106 APÊNDICE B – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos dos balanços energéticos ... 107 APÊNDICE C – Programa elaborado no Mathcad para os cálculos da taxa de compressão 118 APÊNDICE D – Resultado dos testes de seleção do avanço de ignição (Motor Perkins
LISTA DE FIGURAS
Figura 3.1 – Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002). ... 30 Figura 3.2 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte: Giacosa (1986). ... 31 Figura 3.3 – Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002)... 32 Figura 3.4 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte Giacosa (1986). ... 33 Figura 3.5 – Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003). ... 35 Figura 3.6 – Comparação entre gráficos P-v, em um cilindro de um motor do ciclo Otto real, sob diferentes condições de pressão de admissão. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003). ... 35 Figura 3.7 – Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006). .. 37 Figura 3.8 – Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte: Martins (2006). ... 39 Figura 3.9 – Gráfico de emissão de NO e de NO2 no escape de um motor a gasolina, em
Figura 5.2 – Foto das bobinas de ignição estática e dos cabos de vela. ... 61
Figura 5.3 – Foto do sistema de controle de ignição: (a) Unidade Controle Eletrônico de Dados, (b) Conjunto roda fônica/sensor de rotação. ... 62
Figura 5.4 – Foto dos componentes do governador eletrônico: (a) Pick-up magnético, (b) Central de controle, (c) Corpo de borboleta com atuador. ... 63
Figura 5.5 – Sistema de alimentação e controle de GN. ... 63
Figura 5.6 – Sonda lambda inserida no escape. ... 64
Figura 5.7 – Interface do sistema de alimentação eletrônico de GN. ... 64
Figura 6.1 – Motor conectado ao dinamômetro hidráulico. ... 66
Figura 6.2 – Bancada de simulação de carga... 66
Figura 6.3 – Sistema de arrefecimento da água do motor (a) Trocador de Calor e acessórios, (b) Reservatório de água fria. ... 67
Figura 6.4 – Sistema de arrefecimento da mistura ar/GN. ... 68
Figura 6.5 – Anemômetro digital ... 68
Figura 6.6 – Sistema de medição de vazão volumétrica de GN ... 69
Figura 6.7 – Analisador de gases da Alfatest. ... 70
Figura 6.8 – Medidor de vazão ultrassônico PT878: (a) Central de aquisição de dados, (b) Transdutores ultrassônicos acoplados ao tubo de passagem de água. ... 70
Figura 6.9 – Sistema de resfriamento da turbina: (a) Aparato de refrigeração por água, (b) Aparato de refrigeração por eletroventilador com direcionamento de fluxo. ... 71
Figura 6.10 – Medição da temperatura a montante do aftercooler: (a) Sistema de captação de dados, (b) Módulo de aquisição e registro de dados de temperatura. ... 72
Figura 6.11 – Medição da temperatura a jusante do aftercooler. ... 72
Figura 6.12 – Medição da temperatura dos gases de escape e da turbina do motor. ... 73
Figura 6.13 – Medição da temperatura e da pressão da mistura ar/GN admitida... 74
Figura 6.14 – Medição da temperatura do óleo do motor. ... 74
Figura 6.15 – Medição da temperatura da água de arrefecimento do motor: (a) Ponto de captação da temperatura da água de saída do motor, (b) Ponto de captação da temperatura da água de entrada do motor. ... 75
Figura 6.16 – Calibração do dinamômetro: (a) Fixação da massa para a calibração, (b) Software de calibração. ... 76
Figura 6.17 – Espaçadores utilizados para as mudanças da taxa de compressão do motor. .... 77
Figura 7.2 – Temperatura dos gases de escape, em função da potência, para avanços distintos. ... 80 Figura 7.3 – Incandescência nas superfícies da turbina e do coletor de escape ocorrida em altas potências. ... 81 Figura 7.4 – Eficiência do motor, em função da potência, operando sem o resfriamento da turbina e com refrigeração a ar e a água. ... 82 Figura 7.5 - Temperatura da carcaça da turbina, em função da potência, com a turbina sem resfriamento e refrigerada por ar e por água. ... 83 Figura 7.6 – Gráfico de avanço de ignição ótimo, em função da potência, para as taxas de compressão de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. ... 84 Figura 7.7 – Eficiência térmica do motor, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. (Cada ponto exposto nas curvas de eficiência está associado ao avanço de ignição utilizado em cada ensaio) ... 85 Figura 7.8 - Custos com combustível, em função da potência, com o motor operando nas taxas de 7,6:1; 8,7:1 e 12,3:1. ... 86 Figura 7.9 – Pressão no coletor de admissão, em função da potência. ... 86 Figura 7.10 – Temperatura dos Gases de Exaustão, em função da potência, obtidas a partir do motor operando com diferentes taxas de compressão. ... 87 Figura 7.11 – Emissão de NOx, em função da potência, para as diferentes taxas de compressão
LISTA DE TABELAS
Tabela 3.1 – PCI e PCS dos elementos constituintes do GN... 41 Tabela 3.2 – Composição do ar atmosférico. ... 50 Tabela 4.1 - Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos testes. ... 52 Tabela 4.2 – Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado... 53 Tabela 7.1 – Dados de desempenho do motor, com taxa de 7,6:1 e potência de 90 cv, em
função do λ. ... 93
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
GLP Gás Liquefeito de Petróleo
GN Gás Natural
ICE Ignição por Centelha ICO Ignição por Compressão
IPT Instituto de Pesquisas Tecnológicas LI Laboratório de Inovação
LTE Laboratório de Termoenergética MCI Motor de Combustão Interna PBGÁS Companhia Paraibana de Gás PCI Poder Calorífico Inferior PCS Poder Calorífico Superior
PID Proporcional Integrativo Derivativo PME Pressão Média Efetiva
PMI Ponto Morto Inferior PMS Ponto Morto Superior
LISTA DE SIMBOLOS
C Curso total do pistão (mm) D Diâmetro do pistão (mm)
R Raio de manivelas em motores cilindrados (mm)
L Comprimento da biela (mm)
Ângulo de manivelas em motores cilindrados (º)
Razão ou taxa de compressão
Vd Volume deslocado pelo pistão na etapa de admissão (mm3)
Vcc Volume comprimido pelo pistão na câmara de combustão (mm3)
P0 Pressão do ar na entrada do filtro (bar)
P1 Pressão da mistura ar/GN no coletor de admissão (bar)
T0 Temperatura do ar na entrada do filtro (ºC)
T1 Temperatura da mistura ar/GN na entrada do aftercooler (ºC)
T2 Temperatura da mistura ar/GN na saída do aftercooler (ºC)
T3 Temperatura da mistura ar/GN no coletor de admissão (ºC)
T4 Temperatura da parede de turbina (ºC)
T5 Temperatura dos gases de exaustão (ºC)
T6 Temperatura da água de arrefecimento na entrada do bloco do motor (ºC)
T7 Temperatura da água de arrefecimento na saída do bloco do motor (ºC)
CP Calor Específico à Pressão Constante (kJ/kg.K) k Coeficiente de expansão adiabática
λ Fator Lambda
φ Umidade relativa do ar (%) Eficiência volumétrica (%)
Eficiência térmica (%)
ṁ Vazão mássica de ar ou de mistura ar/combustível (kg/s)
ṁc Vazão mássica de combustível (kg/s)
ṁgases Vazão mássica dos gases de exaustão (kg/s)
ṁGN Vazão mássica de gás natural admitido no cilindro (kg/s) ρ Massa específica do ar ou da mistura ar/combustível (kg/m3)
s Entropia (kJ/kg.K)
Ẇ Potência de eixo do motor (W)
̇ Taxa de calor perdida no arrefecimento do motor (W)
̇ Taxa de calor perdida no aftercooler (W)
̇ Taxa de calor perdida nos gases de escape do motor (W)
̇ Taxa de calor perdida por radiação e convecção (W)
CAPITULO I
INTRODUÇÃO
Um grande número de grupos geradores, tipicamente acionados por motores estacionários a diesel, está instalado em diversas áreas de atividade produtiva nacional. O interesse pelo uso desses equipamentos para a produção de energia elétrica, por parte de empresas brasileiras (indústrias, hotéis, shopping centers, hospitais, etc.), se dá principalmente pela existência dos horários de pico. No Brasil, este horário está definido, em geral, como as três horas diárias compreendidas entre as 17 e 22 h e o custo da energia elétrica fornecida pela concessionária, para esses setores, pode chegar até dez vezes o da tarifa básica, dependendo da demanda contratada (PERFECTUM, 2014).
O motor a diesel, devido a sua robustez, é geralmente utilizado para a geração de energia mecânica, em veículos pesados, e de energia elétrica, em grupos geradores. Esses motores, contudo, contaminam o meio ambiente devido, principalmente, à emissão de grandes quantidades de material particulado e de compostos de enxofre em seus gases de exaustão. Tais emissões, além de serem cancerígenas, contribuem para o aparecimento de doenças cardiovasculares e respiratórias, podendo ainda colaborar para o aumento da acidificação de águas, dos solos e de plantas (SANTANA, 2012).
Com o objetivo de se eliminar todos os inconvenientes que o uso do diesel traz ao meio ambiente e de se reduzir os custos das empresas com energia elétrica nos horário de pico, várias pesquisas em conversão de motores Diesel para utilizar combustíveis mais adequados ao meio ambiente vêm sendo realizadas. Os Laboratórios de Termoenergética (LTE) e de Inovação (LI) da Universidade Federal da Paraíba (UFPB) se tornaram exemplos da realização de tais estudos. Ali, grupos de pesquisadores têm desenvolvido técnicas de conversão de motores do ciclo Diesel para o ciclo Otto (Ottolização), através de procedimentos simples, de baixo custo e com a possibilidade de reversão para o diesel, necessária em certas ocasiões. Como resultado, as características originais de um motor de Ignição por Compressão, ICO, passam a ser as de um motor de Ignição por Centelha, ICE. Inicialmente, estas equipes de conversão voltaram seus interesses para motores, naturalmente aspirados, comprovando a viabilidade econômica da ottolização quando o diesel era substituído por GN, etanol, ou pelo Gás Liquefeito de Petróleo, GLP (JAGUARIBE et al., 2007; QUEIROGA, 2009; FERRAZ, 2010).
O surgimento dos turbocompressores nos Motores de Combustão Interna (MCI) permitiu a redução da razão peso/potência, tendo conquistado o mercado como um todo. A turboalimentação aproveita a energia dos gases de exaustão para promover o aumento da pressão de admissão e da massa de ar/combustível admitida nos cilindros, proporcionando assim, um consequente aumento de potência do motor (MARTINS, 2006). Visando o aproveitamento das vantagens da turboalimentação, o setor empresarial brasileiro possui, em sua grande maioria, motores Diesel com essa característica, empregados na geração de energia elétrica. Esses fatores fizeram com que os estudiosos da ottolização dirigissem suas atenções para esta classe de motor.
Um parâmetro que merece a atenção em qualquer processo de ottolização é a octanagem do combustível. De fato, quanto maior o seu valor, melhor será a resistência do combustível as altas pressões no interior dos cilindros, sem sofrer o indesejado fenômeno da detonação. Este parâmetro é determinante tanto para a obtenção da taxa de compressão, como para os avanços de ignição, mais adequados ao funcionamento de um motor do ciclo Otto.
A determinação da taxa de compressão em motores naturalmente aspirados é, de certa forma, mais simples, por existirem pressões fixas na admissão com valores próximos da atmosférica. Já com os motores turboalimentados existe uma maior complexidade devido a natural elevação das pressões de admissão, promovida pela ação do turbocompressor.
turboalimentados ottolizados para GN, para estes funcionando em condições de operações consideradas favoráveis aos maiores desempenhos. Na adequação das condições de trabalho fez-se escolha pelos seguintes parâmetros: taxa de compressão, ângulos de avanço de ignição, níveis de temperatura de exaustão e de pressão de admissão, tendo-se escolhido como combustível de flexibilização o gás natural e para os testes o motor a diesel Perkins, modelo 1104C-44TAG2, turboalimentado, com aftercooler e potência (standby) de 112,4 kW (a 1800 rpm). Um dinamômetro com freio hidráulico de até 500 cv, um analisador de gases e um medidor de vazão volumétrica de GN, constituíram os principais aparatos necessários ao levantamento de dados. Este trabalho foi, ainda, consubstanciado por uma análise energética global, através da qual se evidenciou o aproveitamento da energia do combustível para a realização de trabalho e as perdas do processo.
CAPITULO II
REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
2.1 INTRODUÇÃO
Neste Capítulo são feitas referências às principais publicações técnicas pertinentes à ottolização de motores Diesel e à análise energética realizada em motores de combustão interna nos últimos 14 anos.
2.2 O ESTUDO DA OTTOLIZAÇÃO EM MOTORES DIESEL
Com a crescente preocupação dos impactos que a utilização de motores a diesel acarreta ao meio ambiente, vários esforços vêm sendo realizados por engenheiros e estudiosos do assunto, ao longo das últimas décadas, para promoverem a substituição total, ou parcial desse combustível.
Dasappa et al. (2003) ottolizaram um motor RB-33 a diesel para operar com gás produzido por gaseificação de bioresíduos. Através dos resultados dos testes, verificou-se que o motor convertido operando com taxa de compressão de 17:1 entrega uma potência de 20 kW com uma eficiência de 30,7 %, enquanto que o motor original a diesel alcança 24 kW de potência com 33 % de eficiência. Constataram, ainda, que a potência de saída e a eficiência diminuem com a redução da taxa de compressão, chegando-se a uma potência máxima de 17,6 kW com uma eficiência de 27,5 % ao se trabalhar com uma taxa de 11,5:1.
Conceição (2006) estudou a viabilidade técnica, econômica e ambiental da inserção do gás natural veicular em frotas do transporte coletivo urbano originalmente a diesel. Neste estudo um motor de um ônibus urbano fabricado pela Mercedes Benz, modelo OM 366 LA, a diesel, foi convertido para operar com gás natural na cidade de Porto Alegre. A ottolização foi promovida pela empresa Tomassetto Achile da Argentina. Os resultados sinalizaram benefícios ambientais e econômicos, como: a redução dos gastos com combustível e a diminuição do ruído interno do veículo, com benefício para os ocupantes.
Semin et al. (2009) propuseram a otimização da eficiência térmica de um motor Diesel convertido para trabalhar com gás natural, através de modificações no seu sistema de alimentação. Foi avaliado um sistema multiponto de alimentação por bicos injetores de gás e verificou-se que os bicos que possuíam multifuros ofereciam maior uniformização da mistura ar/gás do que aqueles com um único furo, gerando assim, ganhos de potência e de eficiência térmica ao motor. Avaliaram, também, que a posição da vela de ignição e a geometria dos pistões influenciam diretamente na eficiência térmica dos motores que utilizam este sistema de alimentação.
Gutiérrez (2011) realizou um estudo teórico-experimental de desempenho de um motor Diesel, Scania, de 6 cilindros, ottolizado para trabalhar com gás natural. Foi desenvolvido um modelo termodinâmico para um ciclo fechado, baseado na Primeira Lei, objetivando o estudo do desempenho do motor convertido. Para representar o comportamento da mistura de gases no interior do cilindro foram usadas duas abordagens: A Equação dos Gases Ideais e a Equação dos Gases Reais de Van Der Waals. O modelo computacional desenvolvido foi validado através de ensaios experimentais.
Rumão (2008) realizou a conversão de um motor MWM D229-4, naturalmente aspirado, para funcionar apenas com gás natural. Em seus testes, simulou-se uma situação industrial de um grupo gerador funcionando em um chão de fábrica (motor com rotação fixa de 1800 rpm acoplado a um gerador elétrico). No estudo foi concluído que a substituição do diesel pelo GN permite uma economia, em termos de custos com combustível, que varia de 36% a 52%, a depender da carga solicitada ao gerador. Foi observado, também, que a ottolização proporciona ao motor ganho de potência, redução dos níveis de ruído e de emissão de poluentes.
Queiroga (2009) converteu um motor MWM D229-6, naturalmente aspirado, para operar com etanol. Os resultados foram obtidos com o motor ottolizado acoplado a um gerador elétrico e funcionando com rotação de 1800 rpm. O autor verificou que houve redução da potência máxima em 27 %, com relação ao motor original. Foi verificada também, uma economia com a troca de diesel pelo etanol, de 9,51 %, para o motor funcionando a 73% da sua potência máxima original. Com relação aos níveis de ruído, a configuração ottolizada promoveu uma redução de até 1,2 dB em relação ao motor original.
Oliveira (2009) converteu o mesmo motor MWM D229-4, para que operasse com GLP. Todos os testes foram realizados em condições semelhantes aos de Rumão (2008), e os resultados demostraram que este tipo de conversão proporciona, ao motor, ganhos de potência em torno de 14 %. Foi constatada, ainda, a possibilidade de se ter uma economia, em custo com combustível, de até 15 %, e uma redução de 8 dB na intensidade do ruído, em relação ao motor Diesel original.
Ferraz (2010), objetivando ampliar as perspectivas de ottolização em motores Diesel, converteu um motor naturalmente aspirado, com a particularidade de possuir bicos internos à tampa do cabeçote. O objeto do estudo foi um motor Mercedes OM-366 que após ter sido convertido e exposto a alguns ensaios, permitiu um aumento de potência de, aproximadamente, 13 % em relação à configuração original a diesel. O motor convertido apresentou vantagem econômica, com gastos em combustível, em comparação com o original, quando operou com cargas acima de 53 kW (80% da potência máxima).
auxiliares do motor. Através de balanços energéticos e exergéticos verificou-se que os dois sistemas com misturador apresentaram desempenhos semelhantes e superiores ao injetado.
Considerando-se a necessidade dos produtores de cana-de-açúcar de utilizarem motores robustos, Queiroga (2012) ottolizou um motor Diesel turboalimentado fabricado pela Perkins, para funcionar com etanol hidratado. O estudo levou em conta a necessidade de se obter valores de taxa de compressão e de avanço de ignição adequados aos motores turboalimentados movidos a etanol, uma vez que as correspondências usuais desses parâmetros diferem daquelas dos motores naturalmente aspirados. O autor elaborou um modelo matemático a partir de correlações existentes na literatura especializada e através de ensaios realizados com o motor convertido na taxa de compressão de 9,3:1, mostrou que o modelo proposto conseguiu reproduzir de forma satisfatória os dados reais de potência e de rendimento indicados.
Com o objetivo de estudar a geração de eletricidade usando um sistema composto por um gaseificador de biomassa e um grupo gerador, Rumão (2013) ottolizou um motor a diesel da MWM D229-4, taxa de compressão de 17:1, para funcionar com gás pobre. A alimentação do motor foi realizada através de um gaseificador de biomassa que forneceu o gás pobre (com dois diferentes tipos de rejeitos de madeira) para o seu funcionamento. O motor foi testado com diferentes ângulos de avanço de ignição. A potência elétrica produzida com a biomassa residual chegou a 26 kWe com consumo específico de 0,838 kg/kWe.h. Em termos comparativos, um sistema semelhante funcionado com um motor dual (diesel/gás pobre) no IPT de São Paulo, chegou a potência máxima de 20 kWe com um consumo de biomassa igual a 0,900 kg/kWe.h. Foi concluído que o uso da energia da biomassa através do gás pobre em motores ottolizados é uma opção energética viável para geração de energia elétrica, sendo viável, principalmente se a biomassa advém de rejeitos.
2.3 A ANÁLISE ENERGÉTICA APLICADA À MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA
o fornecimento de trabalho de eixo, bem como as energias perdidas na água de arrefecimento, nos gases de escape e através da radiação. Os autores verificaram que a potência útil do motor aumenta com a adição de etanol ao diesel. Este resultado é uma consequência do arrefecimento da mistura, ar/combustível, provocado pelo etanol e pelo fato de sua combustão ser mais eficiente do que a do diesel. Observou-se, também, que a temperatura dos gases de escape e a temperatura do óleo de lubrificação foram menores quando da adição do etanol.
Yüksel et al. (2003), através de análises energéticas, investigaram os efeitos da adição de hidrogênio na admissão de um motor de quatro cilindros operando com gasolina. Foram verificadas: a eficiência do motor, as perdas de calor através dos gases de escape e da água de arrefecimento. Os ensaios foram realizados com o motor funcionando de 1000 rpm a 4500 rpm, com gasolina pura e com a adição de três valores diferentes de fluxo mássico de hidrogênio: 0,129 kg/h; 0,168 kg/h e 0,208 kg/h. Durante os ensaios, cargas foram impostas ao motor por um dinamômetro hidráulico e os resultados mostraram que a introdução de hidrogênio no motor a gasolina diminui as perdas de calor para a água de arrefecimento. Esta suplementação faz o consumo específico de combustível diminuir, aumentando o rendimento térmico do motor, contudo, a sua potência máxima é reduzida.
Taymaz (2005) realizou um balanço de energia, em um motor Diesel turboalimentado, para a análise da influência de um isolamento cerâmico, feito na face dos pistões e das válvulas, no desempenho deste motor. O isolamento teve por objetivo a redução do calor rejeitado no processo de combustão para água de arrefecimento. Para que essa quantificação fosse realizada, dados de temperatura e de fluxos mássicos de ar e de combustível foram coletados. Para a realização dos testes o motor, acoplado a um dinamômetro hidráulico, operou com diferentes condições de cargas e de velocidades e os resultados indicaram que o aumento da temperatura de combustão provocado pela aplicação da camada isolante pode aumentar a potência útil em 32% a 34 % (em 50 % da carga total) e em 37% a 38 % (em 80 % da carga total). Com a utilização do isolamento, verificou-se também, uma redução na energia dissipada pela água de arrefecimento e um aumento na energia perdida nos gases de exaustão.
na água de arrefecimento e energia perdida nos gases de exaustão. Os resultados mostraram que a potência útil e a eficiência do motor crescem na medida em que se aumenta o nível de injeção de água na admissão. O autor verificou, ainda, que tanto a temperatura dos gases de exaustão como a temperatura interna dos cilindros diminuem com a adição de água.
Com o objetivo de se reduzir o uso do diesel em motores, Wallace (2007) converteu um motor fabricado pela Cummins, a diesel, para operar com biodiesel B100. Fazendo uso da análise energética, pôde comparar o desempenho deste motor a diesel operando com seu combustível original e com biodiesel. Nos testes experimentais foram captados os dados de transformação da energia do combustível em potência do motor e em energia perdida na refrigeração do motor, na saída dos gases de escape, por radiação e pelo óleo de lubrificação do motor. Foi constatado que a energia de entrada de biodiesel obteve a seguinte distribuição: 37,4 %; 31,1 % e 29,6 % para o arrefecimento do motor, para os gases de escape e para a potência, respectivamente. Para o motor operando com diesel, o balanço energético se desenvolveu da seguinte forma: 37,5 %; 31,4 % e 29,2 % para as áreas de arrefecimento, de exaustão e de potência, respectivamente. As perdas por radiação e para o óleo ficaram em torno de 2 %, em ambos os casos.
Ciniviz (2010) realizou uma investigação, através de análises energéticas, do efeito de um revestimento cerâmico na superfície das válvulas e dos pistões de um motor Mercedes Benz a diesel, turboalimentado, funcionando em duas condições distintas: com 100 % de óleo diesel e com uma mistura de 90% de diesel e 10% de etanol. Através dos testes realizados pôde-se constatar que o isolante provoca redução na transferência de calor para o fluido de arrefecimento do motor de 15%, utilizando-se o diesel, e de 22% quando se utiliza a mistura diesel/etanol. O autor verificou, ainda, que a elevação na temperatura dos gases de escape na entrada da turbina, proporcionada pelo isolamento, gera um aumento 2 % na potência máxima do motor funcionando com o diesel. Já para motor operando com a mistura diesel/etanol, o uso do isolante proporcionou uma redução na potência do motor de 22,5 %, estando este fato relacionado com o baixo poder calorífico do etanol.
de biogás, chegando a 27,50 %. Já o motor operando com diesel obteve eficiência de 28,25 %. Foi observado, também, que o motor operando na forma dual (Diesel/biogás) emitiu menos monóxido de carbono e hidrocarbonetos não queimados, no sistema de escape, tendo este fato sido atribuído a uma melhor queima com o uso do biogás na câmara de combustão.
CAPÍTULO III
FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
3.1. INTRODUÇÃO
Neste Capítulo são descritos, inicialmente, os elementos conceituais necessários ao entendimento da conversão de um motor Diesel para GN, levando em consideração os parâmetros e as características de funcionamento dos motores dos ciclos Diesel e Otto, sendo finalizado com os conceitos termodinâmicos pertinentes ao estudo proposto.
3.2 PARÂMETROS E CONCEITOS BÁSICOS RELACIONADOS AOS MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA
Segundo Martins (2006), define-se máquinas térmicas como aquelas que transformam energia térmica em energia mecânica útil. A energia térmica provém da combustão de uma mistura combustível/comburente, liberando-se deste modo, a energia química do combustível. Do ponto de vista termodinâmico, Van Wylen et al. (2010), definem motor térmico como um sistema que opera segundo um ciclo, realizando trabalho líquido positivo e trocando calor líquido positivo. Ou seja, uma máquina térmica pode ser definida como um dispositivo que, operando sob um ciclo termodinâmico, realiza trabalho líquido positivo a custa de transferência de calor de um corpo em temperatura elevada para um corpo em temperatura baixa. Frequentemente a denominação máquina térmica é usada num sentido mais amplo para designar todos os dispositivos que produzem trabalho através da troca de calor ou combustão, mesmo que o dispositivo não opere segundo um ciclo termodinâmico. O MCI é um exemplo desse tipo de dispositivo e a denominação de motores térmicos é aceitável nestes casos.
energia faz elevar a temperatura da mistura provocando a expansão dos gases e, assim, realizando trabalho.
Apesar do MCI operar segundo um ciclo aberto (admissão, compressão, combustão/expansão e exaustão), nas análises destes motores é vantajoso concebê-los operando em ciclos fechados que se aproximem dos ciclos abertos. Uma das aproximações é o ciclo padrão de ar. Como exemplos de ciclos padrões de ar têm-se: ciclo padrão Diesel e o ciclo padrão Otto. Os motores alternativos são classificados, ainda, de acordo com seu tipo de ignição e podem ser por compressão (ICO) ou por centelha (ICE). Devido às propriedades químicas do diesel, nos motores que utilizam este combustível a ignição se dá por compressão, ou seja, o pistão comprime apenas o ar e com a injeção do diesel a alta pressão e temperatura acontece a autoignição do combustível (MORAN, SHAPIRO, 2008).
Nos motores do ciclo Otto (a gasolina, a gás, etc.) o pistão admite e comprime uma mistura ar/combustível que necessita de uma energia extra para provocar uma temperatura suficientemente alta para o início da combustão. Assim, a ignição dessa mistura se dá por uma centelha elétrica advinda de uma vela de ignição (PENIDO F., 1991).
3.2.1 Ciclo padrão a ar Diesel
Figura 3.1 – Gráfico P-v do ciclo padrão a ar Diesel. Fonte: Moran e Shapiro (2002).
As transformações termodinâmicas da Fig. (3.1) são:
Processo 1-2, compressão isoentrópica ou com entropia constante (s = c), onde o ar é comprimido de forma adiabática e reversível;
Processo 2-3, fornecimento de calor a pressão constante (isobárica).
Processo 3-4, expansão adiabática e reversível (isoentrópica). Os gases de combustão se expandem realizando trabalho (tempo motor).
Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui a descarga dos produtos de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar.
Figura 3.2 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Diesel ideal e real. Fonte: Giacosa (1986).
Verificam-se, na Fig. (3.2), as regiões inerentes às perdas em um ciclo Diesel real, onde a região D está representando as perdas de pressão, nos processos de admissão e exaustão, na B, as do processo de ignição, relacionadas com a combustão não instantânea e à dissociação do combustível no processo de combustão. Na região A, as perdas acontecem na expansão e são provocadas pela troca de calor do fluido de trabalho com a parede dos cilindros devido à ação do sistema de arrefecimento do motor, enquanto as ocorridas em razão da abertura antecipada da válvula de exaustão são demonstradas na região C.
Observando-se a Fig. (3.2) percebe-se como se dá o funcionamento de um motor Diesel real, naturalmente aspirado, que corresponde à seguinte descrição:
e outros prestes a entrarem em combustão. Após o pistão atingir o PMS, ele inicia seu retorno ao PMI (O processo de combustão é finalizado em uma posição logo após o PMS). Este adiantamento da injeção de diesel se dá para que o pico máximo de pressão ocorra quando o pistão estiver em seu movimento descendente e o mais próximo do PMS. Com a combustão, os gases são expandidos impulsionando o pistão em direção ao PMI, realizando o trabalho útil do motor. A válvula de escape abre-se antes do pistão atingir o PMI, iniciando-se, assim, o processo de exaustão dos gases de combustão, que é finalizado com o movimento ascendente do pistão até o fechamento da válvula de escape, caracterizando o início de um novo ciclo.
3.2.2 Ciclo padrão ar Otto
Segundo Van Wylen et al. (2010), o ciclo padrão a ar Otto é um ciclo ideal que se aproxima de um motor ICE. A análise desse ciclo, em motores naturalmente aspirados, pode ser feita observando-se a Fig. (3.3).
Figura 3.3 – Gráfico P-v do Ciclo ideal Otto. Fonte: Moran e Shapiro (2002).
As transformações termodinâmicas observadas na Fig. (3.3) são:
Processo 2-3, adição de calor a volume constante; substitui e modela a combustão da mistura ar/combustível;
Processo 3-4, expansão reversível e adiabática (isoentrópica), substitui e modela o processo de expansão dos produtos de combustão com realização de trabalho;
Processo 4-1, rejeição de calor a volume constante, substitui e modela a exaustão dos produtos de combustão para a atmosfera e nova admissão da mistura ar/combustível.
Na prática, os processos em um motor de ciclo Otto não são ideais, ou seja, não ocorrem isoentropicamente e a volume constante. Portanto, o ciclo Otto, próximo do real, possui uma forma diferente daquela apresentada pelo ciclo ideal e essas diferenças se assemelham, em alguns pontos, daquelas observadas entre o ciclo real e o teórico Diesel, ver Fig. (3.4).
Figura 3.4 – Digrama comparativo entre os diagramas P-v do ciclo Otto ideal e real. Fonte Giacosa (1986).
região B estão representadas as perdas, no processo de ignição, relacionadas com a combustão não instantânea e com a dissociação do combustível em elementos como CO, O, CO2 e H2. As
perdas ocorridas devido à troca de calor do fluido de trabalho com as paredes do cilindro correspondem à região A e a C congrega as perdas, que ocorrem devido à abertura antecipada da válvula de descarga, pois, no ciclo teórico a abertura dessa válvula é considerada instantânea e no ciclo real ela se abre antes do pistão atingir o PMI.
O funcionamento de um motor Otto real, naturalmente aspirado, assemelha-se, em alguns pontos com o de um motor Diesel:
O tempo de admissão é semelhante ao dos motores Diesel, diferindo apenas no que diz respeito à aspiração, neste caso, aspira-se uma mistura ar/combustível. No tempo de compressão, comprime-se a mistura e a combustão é provocada por uma centelha elétrica através de uma vela de ignição, antes do pistão atingir o PMS. Com a ocorrência da centelha a combustão da mistura acontece, provocando a expansão dos gases e a exaustão dos gases se dá do mesmo modo do que a dos motores Diesel.
3.2.3 Motores turboalimentados do ciclo Otto
Segundo Martins (2006), uma das formas de se elevar a potência de um motor é pelo aumento da quantidade de ar/combustível admitido em cada ciclo. Esse aumento pode ser conseguido elevando-se a pressão na admissão do motor. A energia empregada neste procedimento advém, muito das vezes, da entalpia dos gases de escape, empregando-se um turbocompressor.
Figura 3.5 – Desenho esquemático da turboalimentação em um motor de combustão interna. Fonte: Adaptado de Pulkrabek (2003).
Pulkrabek (2003) expõe e discute um teste realizado em um motor do ciclo Otto fabricado pela empresa General Motors. Ali foram levantadas algumas curvas, evidenciando os efeitos que a turboalimentação provoca na pressão interna do cilindro, ver Fig. (3.6).
Através das curvas expostas na Fig. (3.6), Pulkrabek (2003) observou que ao se aumentar a pressão de admissão de 50, 2 kPa para 75,0 kPa, por ação de um turbocompressor, provoca-se a elevação do pico de pressão no cilindro, com o consequente ganho de potência. Por outro lado, há que se levar em consideração que a elevação da pressão da mistura ar/combustível a ser admitida eleva, também, a sua temperatura podendo causar a sua ignição espontânea, ou seja, uma ignição antes da ocorrência da centelha da vela. De uma forma geral, para melhorar os efeitos da turboalimentação nos motores, adiciona-se após o turbocompressor um equipamento de arrefecimento da mistura, denominado de aftercooler. Este trocador de calor, além de minimizar a possibilidade de ignição espontânea da mistura, através da redução da temperatura, contribui para adensar a sua massa no interior dos cilindros, aumentando-se a quantidade admitida e, consequentemente, a energia introduzida na etapa de admissão do motor. Na maioria dos casos, este trocador de calor fica junto ao radiador e recebe a ventilação do ar proveniente da hélice do eixo motor para a refrigeração da mistura ar/combustível. Todavia, visando-se aumentar a eficiência de refrigeração da mistura, alguns motores utilizam aftercoolers com resfriamento por água.
3.2.4 Taxa ou razão de compressão
Como discutido em seções anteriores, pode-se destacar nos motores ICO, a autoignição como sendo um processo natural na combustão do diesel. Em contrapartida, nos motores ICE, a combustão é iniciada pela centelha de uma vela de ignição. Por outro lado, deve-se observar que a possibilidade do aparecimento da autoignição nos motores ICE,
muitas vezes gerada pela presença de “pontos quentes” ou de pressões superiores àquelas
consideradas ideais para o combustível utilizado, pode ser prejudicial ao rendimento deste tipo de motor (TAYLOR, 1998). O entendimento de que a escolha de um combustível está associada a uma pressão de trabalho, com valores máximos, bem determinados, de compressão da mistura ar/combustível, no caso do motor ICE, ou do ar, no ICO, leva a definição da taxa de compressão. Assim, a partir destas considerações define-se taxa, ou razão, de compressão como sendo a relação entre o volume deslocado (Vd) pelo pistão na
Figura 3.7 – Desenho esquemático de um conjunto cilindro-pistão. Fonte: Martins (2006).
Na Figura 3.7, o parâmetro geométrico “C” representa o curso total do pistão e o “D" indica o seu diâmetro, que nas análises de motores, geralmente, é considerado como sendo o mesmo diâmetro do cilindro. Já o “” e o “R” representam o ângulo e o raio de manivelas em motores cilindrados, respectivamente, e o parâmetro “L” se refere ao comprimento da biela.
(3.1)
Onde:
(3.2)
3.2.5 Fator lambda (λ)
de um parâmetro denominado de fator λ, definido como sendo a razão entre a relação ar/combustível real e a estequiométrica1 (teórica), ver Eq. (3.3) (OBERT, 1971).
ar
ar
(3.3)
Através deste fator pode-se apreciar a condição da mistura em um motor de combustão interna como sendo: i) = 1, a mistura é considerada ideal, ou seja, o seu valor é igual ao da estequiométrica; ii) < 1, diz-se que a mistura é rica, ou seja, há excesso de combustível no processo de combustão; iii) > 1, tem-se uma mistura pobre, isto é, existe excesso de oxigênio na combustão.
A mistura rica, por gerar uma queima incompleta do combustível, promoverá um aumento de consumo, no motor, além de formar depósitos de carbono na câmara, nos anéis, nas válvulas e nos eletrodos das velas de ignição. Já em uma mistura pobre, devido ao excesso de oxigênio, a temperatura da chama gerada será muito alta e poderá provocar um superaquecimento nos componentes do motor, principalmente nas válvulas de descarga, podendo provocar a sua queima (PENIDO, 1991).
A Figura 3.8 mostra a influência da relação de mistura na emissão de alguns poluentes emitidos por um motor do ciclo Otto movido à gasolina.
1
Para que ocorra a combustão completa dos elementos que constituem o combustível necessita-se de uma
Figura 3.8 – Gráfico de emissão de poluentes em função da relação ar/combustível. Fonte: Martins (2006).
Pode-se observar na Fig. (3.8) que o enriquecimento da mistura eleva os níveis de emissão de monóxido de carbono, CO, e dos hidrocarbonetos, HC, não queimados na combustão. Percebe-se, também, que a emissão de óxidos de nitrogênio, NOx (NO2 + NO)
diminui para misturas pobres e ricas, tendo o seu valor máximo para uma região um pouco acima da estequiométrica, ou seja, com um baixo nível de pobreza da mistura.
Um fator a ser levado em consideração é que nos motores do ciclo Otto o quociente NO2 / NO é muito baixo, sendo o NO2 geralmente desprezado nos cálculos de balanço térmico
(MARTINS, 2006). A Figura 3.9 mostra as curvas de NO e de NO2, em função da relação de
mistura ar/combustível de um motor a gasolina, expondo, ainda, o grau de concentração destes elementos.
Figura 3.9 – Gráfico de emissão de NO e de NO2 no escape de um motor a gasolina, em
função da relação de mistura ar/combustível. Fonte: Martins (2006).
3.2.6 Poder calorífico de um combustível
Tabela 3.1 – PCI e PCS dos elementos constituintes do GN.
Elemento Fórmula PCS (kJ/kg) PCI (kJ/kg)
Metano CH4 55510 50020
Etano C2H6 51870 47480
Propano C3H8 50350 46360
Dióxido de Carbono CO2 - -
Nitrogênio N2 - -
Fonte: Moran e Shapiro (2002).
3.2.7 Avanço de ignição
(a) (b) (c)
Figura 3.10 – Gráfico P- θ para os ciclos com: (a) combustão normal, (b) detonação leve e (c) detonação forte. Fonte: Adaptado de Heywood (1988).
As curvas dos ensaios apresentados por Heywood (1988) e observadas nas Fig. (3.10a) e (3.10b), foram geradas para as mesmas condições avanço de ignição (28º). No início dos ensaios, no motor monocilíndrico, não houve o surgimento da detonação de combustível, com registros normais nas pressões internas ao cilindro, ver Fig. (3.10a). Após alguns ciclos de funcionamento houve o aparecimento do efeito da detonação, demonstrado pela amplitude das flutuações de pressão, ver Fig. (3.10b). Com o aumento do ângulo de avanço de ignição para 32º houve um acréscimo na amplitude das oscilações de pressão e estas flutuações começaram a produzir um ruído metálico agudo chamado de "batida de pino", ver Fig. (3.10c).
3.2.8 Eficiência volumétrica
(3.4)
Onde:
ṁ é a vazão mássica do ar ou da mistura ar/combustível por unidade de tempo (kg/s);
ρ é a massa específica, do ar ou da mistura ar/combustível na admissão do motor (kg/m3).
De uma forma geral, os motores naturalmente aspirados possuem eficiência volumétrica com valores entre 75 % e 90 %. Por outro lado, a introdução de turbocompressores nos motores de combustão interna é uma das formas de se aumentar a sua eficiência volumétrica, elevando também, a Pressão Média Efetiva, PME2, e consequentemente a sua potência. Com o uso deste artifício são obtidas eficiências volumétricas com valores superiores a 100 % (PULKRABEK, 2003).
3.2.9 Eficiência térmica
Para motores de combustão interna operando em um ciclo real, a eficiência térmica é definida como a relação entre o trabalho real produzido e o valor da energia fornecida pelo combustível no processo de combustão (ÇENGEL e BOLES, 2006; HEYWOOD, 1988), sendo expressa através da Eq. (3.5).
(3.5)
Onde:
ṁc é a vazão mássica de combustível;
PCI é o poder calorífico inferior do combustível;
Ẇ é a potência de eixo do motor.
2 Pressão Média Efetiva, PME, é definida como a pressão hipotética constante que seria necessária no interior do
Existem vários fatores que afetam a eficiência térmica nos motores de combustão interna, tais como: a relação de mistura ar/combustível, o avanço de ignição, o grau de turbulência da mistura, a eficiência volumétrica, a taxa de compressão, etc.
Com relação à taxa de compressão, pode-se verificar a sua influência na eficiência térmica de um MCI do ciclo Otto através da Eq. (3.6) e da Fig. (3.11).
( ) (3.6)
Onde:
rc é a razão, ou taxa de compressão;
é o fator relacionado com o coeficiente de expansão adiabática (k): = k - 1.
Figura 3.11 – Gráfico de eficiência térmica em função da taxa de compressão. Fonte: Heywood (1988).
eficiências térmicas verificadas nos motores naturalmente aspirados, em condições de plena carga, são de 25% a 35% para os motores do ciclo Otto e de 30% a 45% para os motores Diesel.
Por outro lado, há que se observar que a eficiência térmica dos motores turboalimentados são maiores que aquelas observadas nos motores naturalmente aspirados de mesma potência. Este fator tem relação com aumento da eficiência volumétrica proporcionada pelo turbocompressor que permite que o motor desenvolva uma mesma potência que um naturalmente aspirado de maior tamanho e, sendo o sistema mais leve e/ou menor, reduz-se o atrito entre os componentes, as perdas por bombeamento da mistura ar/combustível e o seu consumo específico (BASSHUYSEN e SHÄFER 2004; BAÊTA, 2006).
3.3 ANÁLISE ENERGÉTICA EM UM VOLUME DE CONTROLE
3.3.1 Lei da Conservação de Massa ou da Continuidade para um volume de controle
A maioria dos processos térmicos de interesse envolvem fluxos mássicos para dentro ou para fora de um equipamento ou instalação como, por exemplo, fluxos de ar e água através de uma torre de resfriamento, ou fluxos de ar e de combustível através de máquinas térmicas (turbinas e motores). Considerando um volume de controle em torno do equipamento, ver Fig. (3.12), deve-se estabelecer um procedimento de análise para considerar e contabilizar tais fluxos.
A expressão do balanço de massa pode ser escrita para um dado instante de tempo, t, e para uma dada substância ou espécie química através da Eq. (3.7).
∑ ̇ ∑ ̇ (3.7)
Onde:
é a variação instantânea da massa dentro do volume de controle;
∑ ̇ é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que entram no volume de controle;
∑ ̇ é o somatório dos fluxos mássicos instantâneos que abandonam o volume de controle.
Uma simplificação pode ser realizada quando a massa contida no volume de controle permanece inalterada com o tempo. Quando isto acontece, diz-se que o processo se encontra em regime permanente e com esta hipótese a Eq. (3.8) se reduz a:
∑ ̇ ∑ ̇ (3.8)
3.3.2 Lei da Conservação da Energia ou Primeira Lei da Termodinâmica
Figura 3.13 – Volume de controle envolvendo um equipamento e os fluxos de energia associados com os fluxos mássicos e as interações de calor e trabalho com o meio.
Utilizando um esquema de balanço semelhante ao de massa, a Lei da Conservação da Energia, para o volume de controle da Fig. (3.13), pode ser escrita através da Eq. (3.9).
̇ ̇ ∑ ̇ ∑ ̇ (3.9)
Onde:
é a taxa de variação de energia no tempo, do volume de controle;
̇ é a taxa líquida de transferência de calor que cruza o volume de controle;
̇ é a taxa líquida de energia em forma de trabalho que cruza o volume;
∑ ̇ é a taxa de escoamento total da energia para dentro da superfície de controle pelo fluxo de massa;
∑ ̇ é a taxa de escoamento total da energia para fora da superfície de controle por deslocamento de massa.
̇ ̇ ∑ ̇ ̇ ∑ (3.10)
3.3.3 Balanço de energia em um motor de combustão interna
Um balanço térmico, em um MCI, deve envolver as diferentes parcelas de energia convertida nos processos, necessárias à produção do trabalho, inclusive, a própria energia do combustível. Em princípio, portanto, o volume de controle neste caso deverá englobar todo o motor, como mostra a Fig. (3.14).
Figura 3.14 – Volume de Controle para um motor de combustão interna. Fonte: (MORAN e SHAPIRO, 2002).
A análise de um balanço térmico poderá permitir que sejam identificadas as regiões críticas de perdas no sistema. Consequentemente, outros estudos devem ser feitos para que se antevejam as possibilidades de se reduzir a perda de energia, bem como a viabilidade econômica que a introdução de melhorias acarretará. Tal análise começa pela identificação dos termos relacionados no balanço, entendendo que a energia fornecida pelo combustível para a realização de trabalho é calculada a partir dos dados de vazão mássica do combustível e do seu poder calorífico inferior. No caso, a energia fornecida gera as seguintes parcelas:
Potência, Ẇ, através do eixo motor, medida com um dinamômetro;
Taxa de calor perdida no arrefecimento, ̇arref, através do circuito de refrigeração do
Taxa de calor perdida nos gases de escape, ̇gases, que transportam energia sob a forma
sensível e sob a forma de produtos não queimados resultantes da combustão incompleta;
Outras taxas de calor perdidas, ̇outros, que compreende a energia de arrefecimento do
óleo (havendo radiador de óleo) e a convecção e radiação da superfície externa ao motor.
Segundo Martins (2006), valores frequentes de dissipação de energia do combustível para condições de plena carga em motores ICE, naturalmente aspirados, encontram-se dispostos como:
i) Ẇ: 25% a 35 %;
ii) ̇arref: 20% a 35 %;
iii) ̇gases: 25% a 45 %;
iv) ̇outros: 2% a 6 %.
Desta forma, para efeitos de análise da taxa de calor transferido para o ambiente se resumiria nas parcelas de energia perdida: através da água, no arrefecimento do motor e pelos gases de escape.
3.3.4 Combustão em um MCI
Tabela 3.2 – Composição do ar atmosférico.
Elemento Fórmula Volume (%)
Massa Molar (%)
Oxigênio O2 20,95 20,95
Nitrogênio N2 78,09 79,05
Argônio Ar 0,93 -
Dióxido de Carbono CO2 0,03 -
Fonte: Martins (2006)
Segundo Martins (2006), nos cálculos relacionados aos balanços químicos da combustão, de uma forma geral, considera-se que o ar é composto por 21% de oxigênio e por 79% de nitrogênio. Dessa forma, calcula-se que para cada mol de oxigênio haverá 3,76 moles de nitrogênio. Na combustão completa de um hidrocarboneto com a quantidade de ar teórico, os produtos de tal reação consistem, apenas, em água (H2O), dióxido de enxofre (CO2) e
nitrogênio (N2). Particularmente, o balanço químico da combustão teórica de 1 kmol de
metano (CH4) com ar pode ser observada através da Eq. (3.11).
(3.11)
Os termos “a”, “b”, “c” e “d” da Eq. (3.11) representam o número de moles de cada
componente da expressão.
Na maioria dos casos, a quantidade de ar usada na combustão é maior ou menor do que a quantidade teórica, gerando assim, outros produtos. Os produtos que podem aparecer em uma combustão real são: dióxido de carbono (CO2), água (H2O), monóxido de carbono (CO),
hidrogênio (H2), nitrogênio (N2), hidrocarbonetos não queimados (HC), etc. (MARTINS,
CAPÍTULO IV
ANÁLISE ENERGÉTICA REALIZADA NO MOTOR PERKINS
OTTOLIZADO
4.1 INTRODUÇÃO
Neste Capítulo estão expostos os equacionamentos pertinentes à realização das análises de eficiência e das perdas térmicas ocorridas no motor Perkins (objeto de estudo) movido a gás natural, bem como, as restrições associadas a estas análises.
4.2 DESCRIÇÃO DO BALANÇO DE ENERGIA
Para os cálculos do balanço energético realizado no motor Perkins ottolizado, foram utilizados todos os conceitos termodinâmicos apresentados no Capítulo III e as condições de temperatura e de pressão, em pontos estratégicos do motor, serviram de parâmetro para uma melhor avaliação do desempenho do motor, vindo a auxiliar também, no próprio balanço térmico.
Figura 4.1 – Desenho esquemático da bancada de testes tomando o motor Perkins como Volume de Controle.
Para auxiliar a identificação dos pontos de medição de pressão e de temperatura descritos na Fig. (4.1), a Tab. (4.1) apresenta as suas denominações.
Tabela 4.1 - Descrição dos pontos de medição de pressão e de temperatura utilizados nos testes.
T0. Temperatura do ar na entrada do filtro. T5. Temperatura dos gases de exaustão.
T1. Temperatura da mistura ar/GN na entrada
do aftercooler.
T6. Temperatura da água de arrefecimento na
entrada do bloco do motor. T2. Temperatura da mistura ar/GN na saída
do aftercooler.
T7. Temperatura da água de arrefecimento na
saída do bloco do motor. T3. Temperatura da mistura ar/GN no coletor
de admissão. P0. Pressão do ar na entrada do filtro.
T4. Temperatura da turbina.
P1. Pressão da mistura ar/GN no coletor de
Para a análise energética do motor Perkins ottolizado para operar com GN, considera-se o esquema repreconsidera-sentado na Fig. (4.1), onde o combustível entra no motor com uma vazão
mássica de combustível, ṁGN que se junta a uma vazão de ar, ṁar. Consideram-se, as variações de energia cinética e potencial do ar e do combustível desprezíveis. O combustível e o ar entram no motor à temperatura T0 e à pressão P0. Os produtos da combustão deixam o
motor à temperatura T5 e à pressão P0 com o fluxo de massa ṁgases. O motor desenvolve uma potência Ẇ (medida pelo dinamômetro) e transfere uma taxa de energia ̇ para o ambiente através do arrefecimento do motor, do resfriamento da mistura no aftercooler e devido à outros fatores como: radiação e convecção.
O GN utilizado nos ensaios do motor convertido foi fornecido pela Companhia Paraibana de Gás (PBGÁS) e sua composição está descrita na Tab. (4.2).
Tabela 4.2 – Composição do GN utilizados nos testes do motor Perkins ottolizado.
Elemento Fórmula Fração Molar (%)
Metano CH4 90,09
Etano C2H6 6,84
Propano C3H8 0,36
Dióxido de Carbono CO2 1,56
Nitrogênio N2 1,35
Fonte: PBGÁS (2014).
Os cálculos se iniciam com a realização de um balanço químico entre os reagentes e os produtos da combustão do gás natural com o ar atmosférico. A Equação 4.1 exprime a modelagem da combustão do gás natural para uma condição de mistura estequiométrica, onde, através desta, determina-se o valor da relação ar/combustível do GN, bem como a quantidade de moles de O2, CO2 e de N2 ( , , e ):
Os termos c1, c2, c3, c4 e c5 representam as frações molares de cada elemento que
compõe o GN e estão apresentadas na Tab. (4.2).
Para o caso real, a relação ar/combustível é diferente da estequiométrica e a combustão dá origem a outros produtos, além do CO2, do H2O e do N2. A Equação 4.2 representa o
balanço químico entre os reagentes e os produtos gerados na combustão real do GN.
(4.2)
As frações molares dos produtos de combustão do GN ( , , , e ) são obtidas em base seca3 por um analisador de gases. Contudo, uma vez que a fração molar do N2 ( ) não é captada pelo equipamento utilizado, esta foi computada através da Eq.
(4.3).
∑ (4.3)
Onde é fração molar de cada produto de combustão captado pelo analisador de gases.
Há que se analisar ainda, que a solução da Eq. (4.2) depende da determinação da quantidade de moles de água produzida na combustão do GN. Segundo Van Wylen et al. (2010), para se transformar a Eq. (4.2) da base seca para a base úmida, todos os termos desta equação devem ser recalculados, balanceando-os com a nova condição de formação de água nos produtos de combustão.
Buscando-se facilitar o emprego da Eq. (4.2), foi considerado como NOx apenas o
elemento NO, coerentemente com a teoria apresentada na seção 3.2.5. Já para os hidrocarbonetos não queimados, HC, apenas o Metano foi levado em conta, devendo-se este fato ao seu alto percentual na composição do GN (90,09 %). Nas Equações (4.1) e (4.2) foi considerado, ainda, a admissão de ar seco, ou seja, sem umidade.
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Base onde os dados dos produtos de combustão são expressos, desconsiderando a formação de água durante a
Com a obtenção das frações molares de todos os elementos (em base úmida) da equação real, do valor da relação ar/GN estequiométrica, pode-se dar prosseguimento aos cálculos de balanço de energia para o motor Perkins funcionando a gás natural, onde os termos da Eq. (3.10), para o caso particular, são impetrados seguindo as seguintes etapas.
i) A parcela da energia de escoamento que entra no volume de controle, ∑
, é referente à energia do gás natural e do ar admitido. Como a energia do ar na temperatura de entrada é a do ambiente, esta pode ser desprezada. Com esta consideração e realizando-se algumas manipulações matemáticas, a taxa de energia que entra no motor pode ser expressa como:
̇ ̇ (4.4)
Onde:
ṁGN é a vazão mássica de gás natural (kg/s);
PCIGN é o poder calorífico inferior do gás natural (kJ/kg.K).
Na Equação (4.4), o valor do poder calorífico inferior do gás natural é obtido através da ponderação feita com os valores descritos na Tab. (3.1) e na Tab. (4.2), bem como da massa específica dos elementos que compõem o GN, ver Anexo A. Já a vazão mássica do gás
natural, ṁGN, é determinada usando-se um medidor computadorizado de fluxo de GN, ver Capítulo VI.
ii) A parcela da taxa de energia perdida através do sistema de arrefecimento do motor pode ser calculada através da Eq. (4.5).
̇ ̇ (4.5)
Onde:
