SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E ETANOL Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto Dissertação apresentada ao Programa de Pós- graduação em Engenharia Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica. Orientadores: Albino José Kalab Leiroz Manuel Ernani de Carvalho Cruz Rio de Janeiro Fevereiro de 2013
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SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE
MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E
ETANOL
Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto
Dissertação apresentada ao Programa de Pós-
graduação em Engenharia Mecânica, COPPE,
da Universidade Federal do Rio de Janeiro,
como parte dos requisitos necessários à
obtenção do título de Mestre em Engenharia
Mecânica.
Orientadores: Albino José Kalab Leiroz
Manuel Ernani de Carvalho Cruz
Rio de Janeiro
Fevereiro de 2013
iii
Azevedo Neto, Rubelmar Maia
Simulação Computacional e Análise Exergética de
um Motor de Motocicleta de Baixa Cilindrada com
Misturas de Gasolina e Etanol/ Rubelmar Maia de
Azevedo Cruz Neto. – Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE,
2013.
XXVI, 149 p.: il.; 29,7 cm.
Orientadores: Albino José Kalab Leiroz
Manuel Ernani de Carvalho Cruz
Dissertação (mestrado) – UFRJ/ COPPE/ Programa
de Engenharia Mecânica, 2013.
Referencias Bibliográficas: p. 125-130.
1. Simulação de motores. 2. Análise exergética. 3.
Motocicleta. 4. Gasolina e etanol. I. Leiroz, Albino José
Kalab et al. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro,
COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Titulo.
iv
“Nada do que foi será
De novo do jeito que já foi um dia
Tudo passa
Tudo sempre passará.”
Como Uma Onda – Lulu Santos
v
AGRADECIMENTOS
A Deus pelo dom da vida e por estar sempre ao meu lado.
A todos os meus familiares, em especial ao meu Pai Rubelmar Filho por ser o meu
melhor amigo, à minha mãe Fatima pelo amor, à minha avó Petinha pelas suas
orações, aos meus tios Paulo, Amilcar, Beth, Janete Suely e Vânia, às minhas irmãs
Natassia, Danielle e Giulia, ao meu irmão João e sobrinhos Alexandre, Marquinhos,
Enzo, Davi e Miguel por me servirem de inspiração.
À minha companheira de vida Ana Elisa, minha grande força, por todo carinho e
amor, e pela enorme paciência de ter me escutado falando de motores tantas vezes.
Aos professores Albino Leiroz e Manuel Ernani pela orientação deste trabalho e
pelos momentos de aprendizado.
Ao professor Ricardo Cruz pelas aulas maravilhosas e por ter me motivado e
incentivado a buscar mais conhecimento.
Aos meus amigos Antonio Nascimento e João D’Anuzio pela a amizade e pelas
horas de estudo que passamos juntos. Agradeço novamente ao meu amigo Antonio,
por utilizar a música da epígrafe para exemplificar a Segunda Lei da Termodinâmica,
em uma aula ministrada anos atrás pelo nosso professor e amigo Ricardo Cruz.
Ao meu amigo Jaime Casanova pela amizade e pelas “conversas filosóficas”
acerca da vida.
Ao meu amigo Evandro Pantoja pela amizade e apoio e por ter me acolhido em
sua casa como se eu fosse um membro de sua família.
Ao meu amigo Hendrick Zarate por todo o incentivo e conversas acerca de
motores de combustão interna.
Ao meu amigo Cesar Pacheco que sempre esteve disposto a me ajudar, tanto
com palavras amigas como no aprendizado do programa Wolfram Mathematica®.
Aos amigos do LTTC e LMT Gino Andrade, Nilton Pereira, Diego Estumano, Breno
Agra, Apoena Calil, José Mir, Martim Costa, Ali Allahyarzadeh, Camila Lacerda, Jean
Monteiro, Andrés Villamil, Gabriel Verissimo, Carol Souza, Marcos Souza, Masoud
Kashani, Tougri Inoussa, Renato Calado, Daniel Vieira e Jorge Antunes pela amizade
e apoio durante todo esse tempo de mestrado.
Aos servidores da UFRJ Wilson de Souza, Rosalia da Silva e Vera Noronha pela
paciência e pelo apoio durante o período do Mestrado.
À FAPEAM pela concessão de bolsa no período de estágio obrigatório.
À CAPPES pelo apoio financeiro após o período de estágio, na forma de bolsa de
Mestrado.
vi
Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos
necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.).
SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL E ANÁLISE EXERGÉTICA DE UM MOTOR DE
MOTOCICLETA DE BAIXA CILINDRADA COM MISTURAS DE GASOLINA E
ETANOL
Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto
Fevereiro/2013
Orientadores: Albino José Kalab Leiroz
Manuel Ernani de Carvalho Cruz
Programa: Engenharia Mecânica
A simulação numérica e a análise exergética de um motor de motocicleta de baixa
cilindrada com misturas de gasolina e etanol são realizadas no presente trabalho. A
simulação do motor é realizada com o apoio de um programa comercial e a análise
exergética é feita usando um programa desenvolvido especificamente neste estudo,
que necessita como dados de entrada os dados obtidos com o simulador de motores.
Simulações do motor e análise exergética são conduzidas considerando as
configurações originais do motor. Uma análise paramétrica é realizada considerando
os efeitos sobre a eficiência exergética de alguns parâmetros como o fator de excesso
de ar, a relação de compressão e o ponto de ignição do motor. Os resultados mostram
que o aumento no teor de etanol na mistura de combustíveis proporciona um aumento
na eficiência exergética e uma diminuição nos valores de exergia química dos gases
de exaustão. Os resultados também indicam uma diminuição nos valores de eficiência
exergética com o aumento da rotação do motor.
vii
Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the
requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.)
COMPUTATIONAL SIMULATION AND EXERGETIC ANALYSIS OF A MOTORCYCLE
ENGINE OF LOW DISPLACEMENT WITH GASOLINE AND ETANOL BLENDS
Rubelmar Maia de Azevedo Cruz Neto
February/2013
Advisors: Albino José Kalab Leiroz.
Manuel Ernani de Carvalho Cruz
Department: Mechanical Engineering
The numerical simulation and the exergy analysis of a typical low-displacement
motorcycle engine with gasoline and ethanol blends are discussed in the present work.
The engine simulation is accomplished with the support of a commercial code and the
exergy analysis makes use of a specifically developed program that requires input data
generated by the engine simulator. Engine simulations and exergetic analysis are
conducted considering the engine factory settings. A parametric analysis is performed
considering the effects on the exergetic efficiency of elected engine parameters such
as the relative air/fuel ratio, the compression ratio and ignition timing. The obtained
results show that increasing the ethanol content in the considered fuel mixture provides
an increase in exergetic efficiency and a decrease in the values of chemical exergy of
exhaust gases. The results also indicate a decrease in exergetic efficiency values with
A equação de Wiebe é utilizada na simulação de motores e é baseada na
observação do formato da curva de liberação de energia (HEYWOOD, 1980, SANTOS
JUNIOR, 2004, MELO, 2007, CARVALHO, 2011). A equação de Wiebe é dada por
( ) [ (
)
] (3.2)
onde, x(θ) é a fração de massa de combustível queimada, θ é o ângulo do
virabrequim, é o ângulo de início da liberação de energia e Δθ é o ângulo
representando a duração de combustão. Os parâmetros e servem para o ajuste
da equação a curvas de liberação de energia obtidas através de experimentos.
Pela sua simplicidade e ajuste dos parâmetros, o modelo de Wiebe é
encontrado em diversos trabalhos na área de motores. Entretanto, este modelo possui
uma grande limitação. Uma vez ajustados os parâmetros da equação, a curva da taxa
de queima do combustível, e a curva de liberação de calor tornam-se definidas.
Portanto, essas curvas não podem ser alteradas a cada nova condição de operação
do motor.
Dentre as demais opções de modelos de combustão, adotou-se neste trabalho
o modelo de combustão Fractal. Este é um modelo de combustão quasidimensional
que divide a mistura de ar/combustível em duas zonas, zona queimada e zona não
queimada, conforme observado na Fig. 3.4.
26
Figura 3.4 – Propagação da frente de chama do modelo Fractal (adaptado de AVL, 2011a).
A justificativa para a escolha do modelo Fractal para simular o processo de
combustão neste estudo consiste que, uma vez ajustados os parâmetros do modelo
para um determinado combustível e condição de operação, não é necessário reajuste
dos parâmetros se um novo combustível for selecionado. Outro ponto importante para
a escolha deste modelo neste estudo é que, o modelo Fractal é capaz de prever o
atraso de ignição e a duração da combustão, dados necessários quando se deseja
comparar o comportamento da queima de diferentes combustíveis em um MCI.
De acordo com CARVALHO (2011), o modelo Fractal supõe que a frente de
chama é uma superfície irregular que se propaga com velocidade de chama laminar
cuja área pode ser descrita por uma geometria fractal. Essa suposição é embasada
em experimentos de visualização da combustão, comprovada por DOBER e WATSON
(2000), PAJOT et al. (2001) e BOZZA et al. (2005). A taxa de queima do combustível é
modelada a partir da propagação de chama, sendo esta proporcional à densidade da
mistura não queimada, dada por
(3.3)
onde o termo ⁄ representa a taxa de combustível queimado calculada através
do modelo Fractal, é a massa específica da mistura não queimada, é a área da
frente de chama laminar, sendo considerada uma área esférica centralizada no ponto
de localização da vela de ignição, e é a sua velocidade turbulenta característica da
chama. A relação de com a velocidade laminar é dada por
27
(3.4)
onde , de acordo com o descrito no trabalho de RIVAS (2011) é função de
parâmetros relacionados às características do combustível, e é o fator de escala do
enrugamento da superfície da frente da chama turbulenta.
Cada modelo quasi-dimensional emprega uma técnica para determinar o fator
de escala . No caso do modelo Fractal, segundo RIVAS (2011), CARVALHO (2011) e
AVL (2011c), o cálculo é dado por
(
)
(3.5)
onde é a dimensão fractal e ⁄ é a escala fractal, com e sendo as
irregularidades locais máxima e mínima. Substituindo as Eqs. (3.5) e (3.4) na Eq. (3.3)
obtém-se
(
)
(3.6)
Segundo RIVAS (2011), CARVALHO (2011) e AVL (2011c), a escala fractal é
calculada através da seguinte equação:
(
)
(3.7)
sendo
(
)
(3.8)
onde é a velocidade de escoamento turbulenta, é a viscosidade cinemática, é o
volume instantâneo do cilindro e é o seu diâmetro, e a constante é o fator de
escala da turbulência.
28
A dimensão fractal depende da razão entre a velocidade de escoamento
turbulenta e a velocidade da chama laminar (AVL, 2011c; RIVAS, 2011;
CARVALHO, 2011), calculada por
(3.9)
Segundo CARVALHO (2011), ao todo há sete parâmetros a serem ajustados
empiricamente no modelo de combustão Fractal (Tab. 3.1). Os valores recomendados
pelo desenvolvedor do simulador de motores AVL Boost® foram determinados através
de resultados obtidos em seu simulador de dinâmica de fluidos computacional (CFD)
AVL Fire® e resultados experimentais (AVL, 2011c).
Tabela 3.1: Valores padrão para os parâmetros do modelo Fractal (BOOST, 2011c).
Parâmetro Valor Padrão
Fator de atraso de ignição ( ) 1
Raio de referência da chama ( ) 0,01
Fração mássica para ativação do modelo de combustão próxima à parede ( )
0,2
Fator de influência do gás residual ( ) 2
Fator de interação da combustão turbulenta ( ) -0,33
Constante de Produção de turbulência ( ) 0,5
Fator de escala da turbulência ( ) 0,5
Segundo AVL (2011c), em geral, os parâmetros , e devem ser
mantidos com os seus valores padrões e não precisam ser ajustados. Já para os
parâmetros e o manual fornece instruções de como ajustar os valores para
obtenção de uma maior correlação entre os resultados de simulação com os dados
experimentais de pressão e temperatura. Por último são apresentas por AVL (2011c)
instruções para o ajuste de , sendo este considerado um parâmetro de ajuste fino e
recomenda o ajuste somente após os ajustes dos demais parâmetros.
Neste trabalho optou-se por seguir as recomendações sugeridas por AVL
(2011c), sendo ajustados somente os parâmetros , e .e o fator de atraso .
29
3.3 Modelo de transferência de calor adotado na simulação
Nos modelos globais de transferência de calor instantânea em MCI é comum
utilizar-se o modelo de resfriamento de Newton para o cálculo da taxa de transferência
de calor, dada pela a equação
( ) (3.10)
que relaciona, através de um coeficiente de transferência de calor por convecção , a
taxa de transferência calor com a área de troca instantânea e a diferença entre a
temperatura da parede e a temperatura do gás . A área de troca instantânea
engloba as superfícies da câmara de combustão, do pistão e do cilindro do motor.
A escolha de uma correlação para o coeficiente de convecção a adotar não é
uma escolha trivial. Por um lado, todas as expressões possuem coeficientes empíricos
de ajuste. Por outro lado, apenas resultados experimentais poderiam ser empregados
para o ajuste de parâmetros, ou mesmo verificar qual correlação melhor se adaptaria a
um motor em particular (GALLO, 1990).
Segundo WU et al. (2006), as características da transferência de calor em
motores de larga escala e pequena escala (caso particular deste trabalho) são muito
diferentes. Para MCI de larga escala, em torno de um terço da energia liberada pelo
combustível é perdida via transferência de calor. Mas para um motor de pequena
escala dois tempos de 125 cm³, FRANCO e MARTORANO (1998) encontraram que
aproximadamente 50% da energia do combustível é perdida via transferência de calor,
valor mais elevado dos que os encontrados em motores de larga escala.
Motivados para encontrar um modelo de transferência de calor que melhor se
adequasse ao motor de motocicleta de 125 cm³ utilizado em seus estudos, WU et al.
(2006) realizaram um estudo comparativo entre os modelos de Nusselt, Eichelberg,
Annand, Sitkei e Hohemberg. Os melhores resultados foram encontrados com os
modelos de Annand e Hohemberg. WU et al. (2006) optaram por não incluir o modelo
de Woschni em seus estudos, pois observaram no trabalho de SHAYLER et al. (1993)
que estes alcançaram melhores resultados com o modelo de Eichelberg do que com o
modelo de Woschni, e também porque HOHEMBERG (1979) formulou sua equação a
partir de uma revisão do modelo de Woschni. A Fig. 3.5 seguinte apresenta as curvas
de fluxo de calor calculadas através de diversos modelos, em comparação com os
resultados experimentais. Essas curvas apresentam os diferentes perfis obtidos com
cada modelo e a sua proximidade com os resultados experimentais.
30
Figura 3.5 – Fluxo de calor simulado com diversos modelos de transferência de calor em um motor de motocicleta de 125 cc em 4000 rpm a gasolina (adaptado de Wu et al., 2006).
O simulador de motores AVL Boost® fornece quatro opções de modelos de
transferência de calor para a determinação do coeficiente de convecção (AVL, 2001c):
Woschnni 1978, Woschnni 1990, Hohemberg e AVL 2000. Neste trabalho será
simulada uma motocicleta de baixa cilindrada, por este motivo será utilizado o estudo
de WU et al. (2006) como critério para a escolha de um modelo de transferência de
calor. Portanto, será adotado neste trabalho o modelo de Hohemberg, que utiliza a
seguinte expressão para o cálculo do coeficiente de convecção:
( )
(3.11)
onde, e são constantes que devem ser ajustadas para cada motor, é a
velocidade do pistão e , e são, respectivamente, volume, pressão e temperatura
instantâneos da mistura de gases.
31
3.4 Modelo de atrito adotado na simulação
Segundo KOUREMENOS et al. (2001), os engenheiros utilizam modelos de
simulação que permitem prever com razoável precisão a taxa de liberação de calor e,
consequentemente, a pressão dentro do cilindro do motor. Com a pressão e a taxa de
variação do volume da câmara de combustão, pode-se então estimar a potência
indicada de saída do motor. Entretanto, para a obtenção da potência efetiva de saída
do motor é necessário estimar as perdas mecânicas, uma grande parte das quais
estão presentes nas perdas por atrito. Várias correlações foram propostas na literatura
para estimar a pressão média efetiva de atrito ( ) em função principalmente da
rotação e carga do motor. Essas correlações são obtidas a partir de dados
experimentais, e pode-se obter uma previsão aceitável da . Os autores ainda
comentam que este processo para o cálculo das perdas por atrito em MCI é
especialmente importante quando se analisa o desempenho dos motores em campo
quando as variáveis envolvidas não podem ser medidas diretamente ou no
desenvolvimento de novos motores.
O simulador de motores AVL Boost® fornece três opções de modelos de atrito
(AVL, 2001c): Table, PNH (Patton, Nitschke e Heywood) e SLM (Shayler, Leong e
Murphy).
Foi adotado, neste trabalho, o modelo de atrito PNH, porque é comumente
utilizado em simulações com o AVL Boost®, (CARVALHO, 2011, CARVALHO et al.,
2013), e por necessitar como dados de entrada somente informações referentes ao
acionamento de válvulas e ao óleo lubrificante, disponíveis no manual do fabricante.
O modelo PNH foi desenvolvido por PATTON et al. (1989) através da análise
de resultados experimentais. O modelo utiliza a seguinte expressão para o cálculo da
pressão média efetiva de fricção ( )
( ) (
)
(3.12)
onde, , , , , são respectivamente as pressões
médias efetivas de fricção relacionadas ao virabrequim, ao pistão, ao comando de
válvulas, às perdas auxiliares e à bomba injetora de óleo. O último termo está
relacionado ao efeito da mudança de viscosidade do óleo (como função da
temperatura). Os detalhes dos equacionamentos de cada parcela de podem ser
encontrados no artigo de PATTON et al. (1989).
32
3.5 Dados de entrada para a simulação no AVL Boost®
Os dados de entrada necessários para a simulação no programa AVL Boost®
podem ser divididos nas categorias a seguir:
- Gerais: diâmetro interno do cilindro (D), curso do pistão (S), razão de
compressão (r), comprimento da biela (L), raio do virabrequim (R), offset do pino do
pistão, espaçamento dos gases de recirculação (blow-by) e pressão média do cárter.
- Válvulas: ângulo de fechamento da válvula de admissão e de abertura da
válvula de descarga, curvas de levantamento de válvula para a admissão e escape.
- Combustível: porcentagem em volume da gasolina, etanol e água na mistura,
massas específicas dos integrantes da mistura, e as demais espécies a serem
consideradas na reação de combustão (reagentes e produtos).
- Inicialização: pressão, temperatura e razão ar/combustível na abertura da
válvula de exaustão (condição inicial para o simulador).
- Modelo de combustão (Fractal): ponto de ignição (ângulo onde é liberada a
centelha), fator de atraso de ignição, raio de referência da chama, fração mássica para
ativação do modelo de combustão próxima à parede, fator de influência do gás
residual, fator de interação da combustão turbulenta, constante de produção de
turbulência e fator de escala da turbulência.
- Modelo de Transferência de Calor (Hohemberg): Área superficial,
temperatura e os fatores de calibração do pistão, cilindro e câmara de combustão, que
vem a servir para refinar o modelo a partir de dados experimentais.
- Modelo de Fricção (PNH): Tipo do comando de válvula, número de
rolamentos, máximo levantamento de válvula, tipo e temperatura do óleo lubrificante,
rotação do motor.
33
3.6 Validação do uso do programa AVL Boost® para simulação
de motores de motocicleta com gasolina e etanol
Com o intuito de averiguar se haveria alguma restrição quanto à utilização do
simulador de motores, e do modelo de combustão adotado, para motores de alta
rotação com misturas de gasolina e etanol, foram realizadas simulações comparando
os dados de saída do AVL Boost® referente à curva de pressão versus ângulo do
virabrequim com dados de trabalhos experimentais publicados na literatura.
3.6.1 Comparação com dados experimentais – motor de motocicleta
WU et al. (2007) simularam um motor de motocicleta de 125 cc com gasolina e
compararam os valores obtidos de pressão, , torque, eficiência volumétrica com
valores obtidos em experimentos. Com o objetivo de tentar reproduzir a curva
experimental de pressão do motor de motocicleta do trabalho de WU et al. (2007),
foram realizadas, neste trabalho, simulações no programa AVL Boost® utilizando como
dados de entrada os valores apresentados no trabalho de WU et al. (2007), conforme
Tab. 3.2 a seguir.
Tabela 3.2: Especificações do motor de motocicleta de 125 cc utilizado no trabalho de WU et al. (2007).
Modelo da motocicleta Yamaha XC125
Tipo do motor Quatro tempos, refrigerada a ar, OHC
Sistema de injeção de combustível Carburador
Número de Válvulas 2
Cilindrada 125 cc
Razão de compressão 10,3
Avanço de ignição 5°/1500 rpm, 26°/4500 rpm
Diâmetro dos dutos 20,8 (Admissão) e 18 mm (Escape)
Comprimento dos dutos 236 mm (Admissão) e 953 mm (Escape)
Abertura de válvulas 60° APMS (Admissão) e 100° APMS (Escape)
Fechamento de Válvulas 110° DPMS (Admissão) e 60° DPMS (Escape)
Para a configuração do modelo de combustão Fractal foram ajustados
inicialmente somente os parâmetros e . Para os demais parâmetros foram
utilizados os valores padrão recomendados por AVL (2011c) que se encontram na
Tab. 3.1.
34
Os valores da curva de pressão, calculados a cada grau do virabrequim com o
programa AVL Boost®, foram exportados para um programa elaborado na plataforma
Wolfram Mathematica® para o cálculo do erro relativo entre os valores máximos das
curvas de pressão simulada no AVL Boost® e experimental obtida do trabalho de WU
et al. (2007). A função interpolada a partir dos valores de pressão e os valores de
pressão máxima são obtidos, respectivamente, com o auxílio das funções Interpolation
e NmaxValue do Wolfram Mathematica®. O desvio relativo foi determinado a partir da
seguinte equação
| |
(3.13)
Sendo, neste estudo comparativo, a pressão máxima simulada com o AVL Boost® o
e a pressão máxima do trabalho WU et al. (2007) o
e é o erro relativo do pico em porcentagem.
A curva de pressão simulada com o AVL Boost® neste trabalho e a
experimental do trabalho de WU et al. (2007) para a gasolina pura (E0) podem ser
visualizada na Fig. 3.6. Pode-se observar que somente com o ajuste dos parâmetros
e foi possível obter uma boa aproximação entre os dados simulados e
experimentais, obtendo-se erro relativo entre os valores máximos de apenas 0,9%
para gasolina E0.
Foram realizadas neste estudo comparativo mais duas simulações com o AVL
Boost® (Fig. 3.7), uma com o combustível E85 (85% de etanol anidro e 15% de
gasolina E0) com razão ar/combustível estequiométrica (λ = 1), e outra com uma
mistura rica em combustível E85 (λ = 0,95). O objetivo de terem sido realizadas as
simulações com E85 foi de avaliar a queima de uma mistura com alto teor de etanol
em motor de motocicleta sem nenhuma alteração do ponto de ignição e razão de
compressão. A queda no valor máximo de pressão com E85 já era esperado, visto que
este MCI possui um baixo valor de razão de compressão para o etanol. Fez-se o teste
de se enriquecer a mistura (λ <1), e o resultado encontrado foi de um aumento no
valor máximo de pressão, o que resulta em um aumento também na potência final,
sendo esta uma estratégia comum em projetos de motores flex com baixos valores de
razão de compressão.
35
Figura 3.6 – Comparação entre as curvas de pressão simulada com o AVL Boost® neste
trabalho e experimental de WU et al. (2007)– YAMAHA 125 cc – Gasolina E0 – 4000 rpm.
Figura 3.7 – Curvas de pressão simulada com o AVL Boost® - E0 e E85 - YAMAHA 125 cc –
4000 rpm.
36
3.6.2 Comparação com dados de simulação – motor de motocicleta
TUAN et al. (2011) simularam um motor de motocicleta de 100 cc com misturas
de gasolina e etanol no software AVL Boost® adotando o modelo de combustão
Fractal. No presente estudo, foram realizadas simulações no programa AVL Boost®
utilizando como dados de entrada os valores apresentados no trabalho de TUAN et al.
(2011). Entretanto, foi necessário estimar alguns valores como diâmetros dos dutos de
admissão e escape, e parâmetros do modelo Fractal por não terem sido encontrados
no trabalho de TUAN et al. (2011). Foi escolhida a mesma metodologia descrita na
Seç. 3.6.1 para os parâmetros do modelo Fractal.
As curvas de pressão simuladas com o AVL Boost® neste trabalho e do
trabalho de TUAN et al. (2011) podem ser visualizados nas Figs. 3.8-3.10. Com o
intuito de investigar o efeito da adição de etanol hidratado, foram adicionadas duas
misturas, H85 e H100, podendo ser visualizado na Fig. 3.11 o decréscimo no valor da
pressão máxima com o aumento do teor de água na mistura.
Figura 3.8 – Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost
®– motocicleta 100 cc – E0 – 7500 rpm.
37
Figura 3.9 – Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost
® – motocicleta 100 cc – E20 – 7500 rpm.
Figura 3.10 – Comparação entre as curvas de pressão simuladas neste trabalho e simuladas por TUAN et al.(2011) com o AVL Boost
® – motocicleta 100 cc – E85 – 7500 rpm.
38
Figura 3.11 – Curvas de pressão simuladas neste trabalho com o software AVL Boost® para
diferentes misturas de gasolina e etanol– motocicleta 100 cc – 7500 rpm.
Na Tab. 3.3 são apresentados os valores de desvio relativo entre os valores
máximos das curvas de pressão para cada combustível simulado neste trabalho em
comparação com os valores de obtidos nas simulações de TUAN et al. (2011). Pode
ser observado que, utilizando a metodologia descrita na Seç. 3.6.1 para o ajuste dos
parâmetros do modelo Fractal, foi possível obter boa proximidade entre as simulações
realizadas no presente trabalho e as simulações realizadas por TUAN et al. (2011).
Tabela 3.3: Valores de Pressão máxima e desvio relativo para diferentes combustíveis – Motocicleta 100 cc – 7500 rpm.
Combustível
Pmáx – Neste
trabalho
(MPa)
Pmáx –
TUAN et al. (2011)
(MPa)
Desvio
(%)
E0 5,0675 5,0526 0,29
E20 4,3674 4,5436 3,88
E85 2,8184 3,05263 7,67
H85 2,8059 - -
H100 2,7159 - -
39
Na Tab. 3.4 a seguir são apresentados os valores de emissões simulados
neste trabalho e os desvios em relação aos valores apresentados por TUAN et al.
(2011). Os resultados da Tab. 3.4 estão em valores relativos à E0, por assim terem
sido apresentados no trabalho de TUAN et al. (2011).
Tabela 3.4: Valores de emissões de poluentes em relação a E0 – 7500 rpm.
Redução
CO Desvio
Redução HC
Desvio Aumento
NOx Desvio
[%] [%] [%] [%] [%] [%]
E0 - - - - - -
E20 97,65 0,64 59,14 1,92 63,91 3,51
E85 99,54 0,75 61,74 8,78 -97,92 2,52
H85 99,82 - 57,86 - -99,72 -
H100 99,93 - 56,79 - -99,93 -
3.6.3 Comparação com dados experimentais – motor veicular flex
WU et al. (2007) não realizaram ensaios do motor de motocicleta com etanol,
portanto não foi possível averiguar se o modelo de combustão Fractal seria capaz de
prever com eficácia a queima do etanol, ou seja, não foi possível determinar se seria
necessário ou não reajustar os parâmetros do modelo. Com o objetivo de avaliar o
modelo Fractal quanto à sua capacidade de prever o atraso de ignição e a duração da
combustão, quando se modifica o combustível e os parâmetros de operação, foram
realizadas simulações visando reproduzir os dados experimentais do trabalho de
MELO (2012), que realizou ensaios em bancada de um motor FIAT FIRE 1.4 Flex
operando com misturas de gasolina e etanol.
Primeiramente adotou-se a mesma metodologia empregada no ajuste da curva
de pressão do motor de motocicleta do trabalho de WU et al. (2007), ajustando
somente os parâmetros e do modelo Fractal. A Fig. 3.12 apresenta as curvas
de pressão simulada com o modelo Fractal no AVL Boost® e a experimental do
trabalho de MELO (2012).
40
Figura 3.12 – Comparação entre curvas de pressão simulada neste trabalho e experimental do trabalho de MELO (2012) – FIAT FIRE 1.4 FLEX - Gasolina E22 – 3875 rpm.
Para a mistura H30 (30% de etanol hidratado e 70% de Gasolina E25 em
volume) e para H100 (100% de etanol hidratado), foi testado se com o modelo de
combustão Fractal seria possível obter resultados próximos dos experimentais do
trabalho de MELO (2012) sem alteração alguma dos parâmetros, mantendo os mesmo
valores ajustados de e utilizados na simulação com a gasolina E25. Os valores
de pressão máxima e o desvio relativo com as diferentes misturas de gasolina e etanol
podem ser vistos na Tab. 3.5.
Tabela 3.5: Valores de Pressão máxima (MPa) e desvio relativo (%) para diferentes combustíveis – FIAT FIRE .14 FLEX.
Combustível
Pmáx – Simulado
Neste trabalho
(MPa)
Pmáx – Experimental
MELO (2012)
(MPa)
Desvio Relativo
(%)
E25 2,62225 2,6459 0,8935
H30 3,25816 3,34798 2,68285
H100 4,23388 4,12117 2,73505
41
Pode-se observar na Tab. 3.5 que à medida que se aumenta o percentual de
etanol na mistura os desvios entre os valores máximos de pressão simulada neste
trabalho e os valores de pressão experimental do trabalho de MELO (2012) também
aumentam. Entretanto, os valores de erro ficam abaixo de 3% para todas as três
misturas simuladas. Desta maneira, foi atestado que uma vez ajustados os parâmetros
do modelo de combustão Fractal para uma mistura de gasolina/etanol, é possível obter
bons resultados com qualquer outra proporção na mistura sem a alteração de nenhum
dos parâmetros. Essa constatação é de suma importância para o estudo de caso
deste trabalho, visto que são simuladas, no motor de motocicleta objetivado, várias
proporções de etanol na mistura gasolina/etanol e é adotada, para tal estudo, uma
configuração fixa dos parâmetros do modelo Fractal.
A metodologia empregada para a verificação da capacidade preditiva do
modelo de combustão Fractal, quando se varia a proporção de etanol na mistura, foi
realizada com simulações de um motor 1.4 flex. Entretanto, neste trabalho será
estudado um motor de motocicleta que alcança rotações muito mais elevadas, mas
não foi encontrada na literatura restrições ao emprego do modelo Fractal em motores
de alta rotação. Portanto, será adotada neste estudo a hipótese de que o modelo
Fractal mantém sua capacidade preditiva mesmo em rotações elevadas do motor.
3.6.4 Comparação com dados experimentais – motocicleta flex
Com o intuito de reproduzir mais fielmente o que ocorre em um motor de
motocicleta com tecnologia flex, foram ajustados os parâmetros do modelo Fractal a
partir dos resultados experimentais de potência efetiva disponibilizados no trabalho de
AZEVEDO NETO et al. (2011), que utilizaram o mesmo motor de motocicleta flex
objetivado no presente trabalho. Entretanto, os valores de potência foram medidos em
dinamômetro veicular diretamente da roda da motocicleta, e as simulações com o
programa AVL Boost® fornecem os valores de potência no virabrequim. Para obter os
valores de potência diretamente do virabrequim do motor foi realizada uma correção
de acordo com a Diretiva Europeia 2002/41, que apresenta a metodologia para o
cálculo da correção de potência do motor à roda, juntamente com os valores de
rendimento mecânico para diversos elementos de transmissão de veículos de duas e
três rodas.
42
A Tab. 3.6 apresenta os valores de potência experimental diretamente da roda
( ), potência experimental estimada no virabrequim ( ), potência indicada
simulada ( ), potência de atrito simulada ( ), potência efetiva simulada ( ) para
várias rotações do motor ( ).
Tabela 3.6: Valores de potência simulada e experimental para várias rotações do motor.
Experimental (AZEVEDO NETO et al.,
2011) Simulado - AVL Boost
®
rpm. kW kW kW kW kW
4500 5,17 5,89 6,65 0,98 5,67
5000 5,86 6,69 7,45 1,12 6,33
5500 6,51 7,43 8,70 1,26 7,44
6000 7,09 8,09 9,87 1,42 8,45
6500 7,55 8,62 10,66 1,57 9,09
7000 7,88 8,99 10,98 1,73 9,25
7500 8,04 9,17 11,05 1,88 9,17
8000 8,00 9,13 10,86 2,04 8,82
8500 7,73 8,82 10,54 2,21 8,33
A Fig. 3.13 apresenta os valores de potência experimental estimada no
virabrequim e os valores de potência indicada e de portência efetiva
obtidos com do software AVL Boost®. As simulações no programa AVL Boost® foram
realizadas em plena carga com o intuito de reproduzir o perfil da curva de potência,
obtido através de ensaio em dinamômetro veicular, apresentado no trabalho de
AZEVEDO NETO et al. (2011).
O valor de rotação do motor de 7500 rpm foi utilizado em diversos estudos,
neste trabalho, conforme apresentado no Cap. 5, por ser a rotação onde se encontram
os valores máximos de potência experimental e potência indicada simulada .
Os valores dos parâmetros do modelo Fractal utilizados para reproduzir a curva
de potência visualizada na Fig. 3.13 serão os valores utilizados para as simulações do
motor de motocicleta neste trabalho.
43
Figura 3.13 – Potências simulada com o AVL Boost® e experimental do trabalho de AZEVEDO
NETO et al. (2011) para várias rotações – H0.
44
4. CÁLCULOS DA ANÁLISE EXERGÉTICA DO MOTOR
Este capítulo tem como objetivo apresentar as equações implementadas no
código elaborado na plataforma Wolfram Mathematica® para os cálculos das
propriedades termodinâmicas da mistura, exergia total e eficiências exegéticas. O
código necessita como dados de entrada os valores de pressão, temperatura, massa,
volume, taxa de calor transferido e frações molares em função do ângulo do
virabrequim, obtidos através do simulador de motores AVL Boost®.
4.1 Propriedades termodinâmicas
Segundo MELO (2012), a gasolina (isenta de etanol) disponível no banco de
dados do programa AVL Boost® é chamada de “gasoline” e possui propriedades físico-
químicas semelhantes às da gasolina europeia e não muito diferentes das
propriedades da gasolina tipo A, também isenta de etanol, utilizada no Brasil.
Para representar a gasolina são utilizados diversos compostos: C8H15
(PULKABREK, 1997, AMORIN, 2005), C8H16 (DÍAZ e CORREA, 2008, GONÇALVES,
2008), C8H17 (FERGUSON, 1986), C8H18 (HEYWOOD, 1988). Dentre estes compostos,
o mais utilizado para representar a gasolina é o iso-octano C8H18. Entretanto, o C8H15 e
o C8H16 apresentam valores mais próximos de massa molecular e razão
ar/combustível do que o C8H18, para a Gasolina A utilizada no Brasil e para a gasolina
do banco de dados do software AVL Boost®.
Neste estudo, adotaram-se as seguintes espécies químicas: Nitrogênio (N2),
Oxigênio (O2), Dióxido de Carbono (CO2), Monóxido de Carbono (CO), Água (H2O),
Foram encontrados bons resultados com os coeficientes da Tab. 4.2, para o
cálculo do do etanol e da gasolina, tendo sido encontrados desvios inferiores a 0,2%
em relação aos valores obtidos com o NASA ThermoBuild.
De acordo com MORAN e SHAPIRO (2009), as demais propriedades
termodinâmicas podem ser calculadas através de suas relações com o . Assim,
dada a hipótese de que todas as substâncias presentes na mistura podem ser
47
consideradas como gases ideais, a entalpia específica molar de cada componente i a
uma temperatura da mistura pode ser calculada por
( ) ∫ ( )
(4.3)
sendo , de acordo com MORAN e SHAPIRO (2009), a entalpia de formação do
componente i à temperatura de referência igual a 25°C (298,15 K).
A entropia específica molar do i-ésimo componente de uma mistura de gases
ideais é calculada à temperatura de mistura e à pressão parcial . Sendo a pressão
parcial calculada por , onde é a fração molar do componente i e é a
pressão da mistura. Desta forma, a entropia específica molar é calculada por
( ) ∫
( )
(
)
(4.4)
sendo a entropia absoluta do componente i à temperatura de referência igual a
25°C e à pressão de referência igual a 1 atm (GALLO, 1990, MORAN e SHAPIRO,
2009) e é a constante universal dos gases. Os valores de e
a 25°C e 1 atm
das espécies consideradas neste estudo, apresentados na Tab. 4.3 a seguir, foram
obtidos com o programa NASA ThermoBuild.
Tabela 4.3: Valores de entalpia de formação e entropia absoluta a 25°C e 1 atm obtidos com o programa NASA ThermoBuild para as substâncias consideradas neste estudo.
Espécie [kJ/mol]
[J/mol.K]
O2 0 205,149
O 249,175 161,060
N2 0 191,610
N 472,680 153,302
H2 0 130,681
H 217,999 114,718
H2O -241,826 188,829
OH 37,278 183,740
CO2 -393,510 213,787
CO -110,535 197,660
NO 91,271 210,748
C2H5OH -234,950 280,593
C8H16 -83,590 464,840
48
Para se atestar a eficácia das equações de LANZAFAME e MESSINA (2005),
foi realizada uma comparação entre os valores obtidos do do N2 através da EPLVO
e dos os valores obtidos através do NASA ThermoBuild, cujo resultado pode ser visto
na Fig. 4.1 a seguir.
Figura 4.1 – Valores do (J/mol.K) do N2 obtidos com o NASA ThermoBuild e obtidos através
da EPLVO de LANZAFAME e MESSINA (2005).
Na Fig. 4.1 a seguir é possível observar uma ótima proximidade entre os
valores obtidos com o NASA ThermoBuild e os valores obtidos a partir das EPLVO.
Para melhor visualização da correlação, foram calculados os desvios relativos (Fig.
4.2) a partir da Eq. (3.13) apresentada na Seç. 3.6.1.
No Anexo I poderão ser encontradas as tabelas com os valores de calor
específico molar, entalpia molar e entropia molar de 300 até 4000 K, juntamente com
os erros percentuais calculados em relação aos valores encontrados nas tabelas
termodinâmicas do NASA ThermoBuild.
49
Figura 4.2 – Desvio relativo (%)entre valores obtidos do do N2 através do NASA
ThermoBuild e através da EPLVO de LANZAFAME e MESSINA (2005).
4.1.2 Propriedades de uma mistura de gases
Para uma mistura de gases ideais, as propriedades termodinâmicas , , ,
todas na base molar, podem ser calculadas como uma média ponderada pelas frações
molares das propriedades de cada componente i. Sendo o número de componentes
da mistura, as propriedades da mistura de gases podem ser calculadas através das
seguintes equações
( ) ∑ ( )
(4.5)
( ) ∑ ( )
(4.6)
( ) ∑ ( )
(4.7)
50
Entretanto para os cálculos de exergia são necessários os valores das
propriedades da mistura na base mássica. Para tal deve-se calcular primeiramente a
massa molecular aparente da mistura, que pode ser obtida de maneira análoga às
Eqs. (4.5)-(4.7):
∑
(4.8)
onde é a massa molecular aparente da mistura e a massa molecular de cada
componente i da mistura.
Então, para calcular os valores das propriedades termodinâmicas na base
mássica , e , divide-se os valores das propriedades na base molar pela massa
molecular aparente da mistura , como escrito abaixo para o calor específico:
(4.9)
Neste trabalho, são obtidas as curvas de pressão, temperatura e frações
molares versus o ângulo do virabrequim com o software AVL Boost®. A partir desses
valores, implementando as Eqs. (4.5)-(4.8) no programa elaborado no Wolfram
Mathematica®, é possível calcular os valores de calor específico, entalpia e entropia na
base mássica em função do ângulo do virabrequim, que são utilizados para os
cálculos de exergia da mistura (Seç. 4.2).
A cada simulação no código de análise exergética, é realizada uma
comparação dos valores calculados de obtidos diretamente do simulador de
motores AVL Boost® com os valores calculados com as EPLVO.
Nas Figs. 4.3 e 4.5 são apresentados os valores de , para o motor de
motocicleta deste estudo, calculados no código de analise exergética através das
EPLVO e obtidos diretamente com o programa AVL Boost®, para duas as misturas de
gasolina e etanol H0 e H100. Para ambos os casos é possível observar a boa
aproximação entre as duas curvas simuladas. Nas Figs. 4.4 e 4.6 são apresentados os
valores de desvio relativo entre as curvas simuladas para as duas misturas H0 e H100.
51
Figura 4.3 – Curvas do (J/kg.K) da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com
o simulador AVL Boost® - motocicleta 150 cc - H0 - 7500 rpm.
Figura 4.4 – Desvio relativo (%) entre os valores de da mistura de gases obtidos
com as EPLVO e com o simulador AVL Boost® - motocicleta 150 cc - H0 - 7500 rpm.
52
Figura 4.5 – Curvas do (J/kg.K) da mistura de gases obtidos com as EPLVO e com
o simulador AVL Boost® - motocicleta 150 cc – H100 - 7500 rpm.
Figura 4.6 – Desvio relativo (%) entre os valores de da mistura de gases obtidos
com as EPLVO e com o simulador AVL Boost® - motocicleta 150 cc – H100 - 7500 rpm.
53
4.2 Cálculo da exergia da mistura
Com base nos estados de equilíbrio termomecânico (equilíbrio de pressão e
temperatura) e termodinâmico (equilíbrio de pressão, temperatura e químico) com o
ambiente, costuma-se dividir a exergia total de um sistema em duas parcelas: a
termomecânica e a química. Segundo BUENO (2006), tal divisão é de suma
importância, pois estas componentes da exergia total possuem interpretações físicas
relevantes no exame dos processos que ocorrem nos cilindros dos motores de
combustão interna.
4.2.1 Exergia termomecânica
Segundo MORAN e SHAPIRO (2009), exergia termomecânica pode ser
definida como o trabalho máximo que se pode obter pelo sistema enquanto este
interage até atingir o equilíbrio térmico (de temperatura) e mecânico (de pressão) com
o ambiente. Quando a pressão e temperatura de uma porção de matéria são iguais à
pressão e temperatura do ambiente, diz-se que o sistema se encontra no estado morto
restrito. Pela definição dada, quando o sistema se encontra no estado morto restrito,
sua exergia termomecânica é zero.
MORAN e SHAPIRO (2009) expressam a exergia termomecânica específica na
base molar de uma mistura de gases ideais, para um sistema fechado, através da
seguinte equação:
( ) ( ) ( )
(4.10)
onde e são, respectivamente, a energia interna específica molar e o volume
específico molar da mistura de gases. Os símbolos , e representam,
respectivamente, a energia interna específica molar, o volume específico molar e a
entropia específica molar da mistura na temperatura e pressão . Os dois últimos
termos representam as exergias cinética e potencial da mistura de gases.
54
Ignorando os efeitos de movimento e de gravidade, a Eq. (4.10) pode ser
reescrita como:
( ) ( ) ( ) (4.11)
Para volumes de controle, a exergia termomecânica específica de fluxo na
base molar de uma mistura de gases ideais pode ser escrita como (MORAN e
SHAPIRO, 2009):
( ) ( )
(4.12)
onde é a entalpia específica molar da mistura na temperatura e pressão .
Novamente ignorando os efeitos de movimento e de gravidade, a Eq. (4.12) pode ser
reescrita como:
( ) ( ) (4.13)
4.2.2 Exergia química e exergia total
Define-se exergia termoquímica – ou exergia total – como o trabalho máximo
que pode ser obtido quando uma quantidade de matéria é trazida ao estado de
equilíbrio mecânico, térmico e químico com o meio ambiente. Nesta situação, diz-se
que o sistema se encontra no estado morto irrestrito ou, simplesmente, estado morto.
Mesmo quando ocorre o equilíbrio de pressão e temperatura entre o sistema e o
ambiente, ainda é teoricamente possível se obter mais trabalho devido ao
desequilíbrio de potencial químico entre as espécies dos produtos de combustão e as
substâncias que compõem o ambiente (KOTAS, 1985).
A exergia total pode ser obtida através da soma das exergia termomecânica e
química (MORAN e SHAPIRO, 2009):
(4.14)
55
onde e são respectivamente a exergia termomecânica e a exergia química
do sistema.
Pode-se ver pela Eq. (4.14), que a desconsideração do termo da exergia
química na análise exergética de MCI poderia acarretar em erros, visto que os gases
que são liberados na exaustão de motores reais não possuem a mesma composição
química do ambiente. A exergia química dos gases de exaustão é tanto mais elevada
quanto mais incompleta for a queima, pela presença de combustível não queimado na
mistura que possui alto valor de exergia química. SHAPIRO e VAN GARPEN (1989)
demonstraram que a parcela química da exergia dos produtos de combustão, embora
negligenciada em muitos estudos, mostra-se significativa frente aos demais termos
presentes no balaço de exergia do cilindro de um MCI.
Segundo MORAN e SHAPIRO (2009), a exergia química específica molar de
uma mistura de gases ideais pode ser obtida pela seguinte equação
∑ ∑
(4.15)
onde é a exergia química padrão de cada componente i da mistura. Os valores de
exergia química padrão de cada substância considerada na mistura apresentados na
Tab. 4.3 foram obtidos a partir do trabalho de MORRIS e SZARGUT (1986).
Tabela 4.4: Valores de exergia padrão de algumas substâncias.
Espécie [kJ/mol]
O2 3,97
O 233,7
N2 0,72
N 456,2
H2 236,1
H 331,3
H2O - g 9,5
OH 154,9
CO2 19,87
CO 275,1
NO 88,9
C2H5OH 1363,9
C8H18 5170,3
56
Quando se avalia uma variação de exergia, ou de exergia de fluxo, entre dois
estados onde a composição química da substância é a mesma, a contribuição química
se cancela, permanecendo apenas a diferença das contribuições termomecânicas.
Entretanto, em várias avaliações torna-se necessário levar em consideração
explicitamente a contribuição da exergia química. Alguns exemplos são os processos
que envolvem reações químicas, como é o caso da combustão (MORAN e SHAPIRO,
2009).
A exergia total específica de fluxo na base molar da mistura pode ser obtida
através das Eqs. (4.13) e (4.15), tal que:
( ) ( ) (4.16)
e na base mássica,
( ) ( ) (4.17)
A exergia específica química da mistura na base mássica pode ser obtida de
forma análoga ao calor específico na Eq. (4.9), como segue:
(4.18)
De forma análoga a como foi calculada a exergia de fluxo, pode-se calcular
exergia total específica molar da mistura através das Eqs. (4.11) e (4.15), conforme
segue:
( ) ( ) ( ) (4.19)
e na base mássica,
( ) ( ) ( ) (4.20)
57
GALLO (1990), em seu trabalho, realiza algumas manipulações algébricas com
as Eqs. (4.16) e (4.19), e apresenta uma relação entre a exergia total e a exergia total
de fluxo, através da seguinte equação:
( ⁄ ) (4.21)
A Eq. (4.21), proposta por GALLO (1990), se torna muito útil por eliminar a
necessidade de se calcular a energia interna e o volume específico da mistura de
gases para os cálculos da exergia total específica molar, simplificando os cálculos e
reduzindo o custo computacional do programa.
Substituindo as Eqs. (4.3)-(4.7) na Eq. (4.16), obtém-se para a exergia total
específica molar de fluxo a seguinte equação
∑ ∫ ( )
∑ (∫ ( )
(
)
)
∑
∑
(4.22)
e substituindo a Eq. (4.22) na Eq. (4.21), obtém-se para a exergia total específica
molar a equação
∑ ∫ ( )
∑ (∫ ( )
(
)
)
∑
∑
( ⁄ )
(4.23)
Vale ressaltar que, os termos referentes à entalpia de formação e entropia
absoluta se cancelam no desenvolvimento das Eqs. (4.22) e (4.23), não sendo
utilizados para os cálculos de exergia.
Para a análise exergética, no programa desenvolvido no Wolfram
Mathematica®, são requeridos os valores da exergia total e exergia total específica de
fluxo, ambos na base mássica, que podem ser obtidas através das equações a seguir
58
(4.24)
(4.25)
onde é a massa da mistura contida dentro do volume de controle.
4.3 Exergia destruída
Para a correta compreensão de como parte potencial da geração de trabalho é
perdido durante os processos que ocorrem em determinado ente termodinâmico, neste
estudo um motor de combustão interna, é necessário primeiramente calcular a
irreversibilidade, ou como também é chamada, a destruição de exergia que ocorre em
cada processo que compõe o ciclo de funcionamento do motor. A irreversibilidade
pode ser obtida de duas maneiras: através do balanço de exergia ou pelo teorema de
Gouy-Stodola, a partir da geração de entropia. Neste estudo será adotado o cálculo da
irreversibilidade através do balanço de exergia.
Cabe ressaltar que uma vez que a simulação considera como fronteiras do
sistema a interface entre os gases e as paredes do motor, a análise de
irreversibilidade não considera o atrito, sendo a transferência de calor com diferenças
finitas de temperatura e as reações químicas da combustão as únicas origens de
irreversibilidade consideradas. Segundo GALLO (1990), é no fenômeno da combustão
onde reside a maior fonte de irreversibilidades, sendo um dos objetivos deste trabalho
analisar qual o impacto da adição de etanol na mistura sobre as irreversibilidades em
motores de alta rotação.
Nesta seção serão apresentados os equacionamentos para o cálculo da
exergia destruída e balanço exergético em termos percentuais da exergia que entra no
sistema para a fase fechada do ciclo de um MCI.
59
4.3.1 Cálculo da exergia destruída
A exergia destruída pode ser calculada através do balanço de exergia para um
sistema fechado entre dois estados genéricos 1 e 2 (MORAN e SHAPIRO, 2009),
conforme demonstrado a seguir
(
) (4.26)
em que
(4.27)
( ( )⁄ ) representa a transferência de exergia associada ao calor entre o
sistema e o ambiente, onde representa a temperatura na fronteira em que ocorre a
transferência de calor, é a exergia destruída e o termo representa o trabalho
líquido, ou seja, o trabalho desenvolvido pelo sistema menos o trabalho realizado
contra a atmosfera
∫( )
(4.28)
A partir da Eq. (4.26), a exergia destruída entre dois estados 1 e 2 para um
sistema fechado, pode ser calculada através de
(
) (4.29)
Neste estudo a temperatura do reservatório foi assumida como sendo igual à
temperatura da parede do cilindro, considerada constante neste estudo, pois
segundo GALLO (1990), a força motriz da transferência de calor calculada durante
cada processo é a diferença de temperaturas entre o gás e a parede. Logo a Eq.
(4.29) pode ser reescrita como:
60
( ) (4.30)
considerando
( ) (4.31)
temos que
(4.32)
Neste trabalho é considerada a fase aberta do ciclo do MCI, onde existe fluxo
de massa através das válvulas, portanto, a exergia destruída é calculada através do
balanço de exergia para volume de controle em regime transiente, onde os termos do
balanço são apresentados na forma de taxa, conforme descrito na Eq. (4.33) a seguir
(4.33)
onde o termo ⁄ representa a transferência de exergia associada à entrada e
à saída de massa do volume de controle, ⁄ é a variação da massa através do
volume de controle. Para a fase fechada do ciclo (compressão, combustão e
expansão) o termo ⁄ é nulo, pois não são consideradas as vazões mássicas
entre o pistão e o cilindro (blow-by). O termo ⁄ representa a variação de exergia
armazenada dentro do volume de controle, é a potência líquida e é a taxa da
transferência de exergia associada ao calor. Vale atentar ao fato de que na
modelagem de MCI todos os termos da Eq. (4.33) são derivados em função do ângulo
do virabrequim , ao invés de serem derivados em função do tempo , como é
usualmente encontrado nos balanços de taxa de exergia.
61
4.3.2 Balanço exergético percentual
Para avaliar os impactos das mudanças de alguns parâmetros operacionais do
motor e misturas de combustíveis, são calculados os termos do balanço de exergia em
relação à exergia que entra com a mistura ar/combustível, da fase fechada do ciclo de
operação do motor, de acordo com as equações a seguir:
(4.34)
(4.35)
(4.36)
(4.37)
onde é a exergia que entra no motor através da mistura ar/combustível, que foi
escolhida como sendo a exergia armazenada dentro do volume de controle no início
do processo de compressão, é a exergia transferida via calor durante a fase
fechada do ciclo, é o trabalho realizado durante a fase fechada do ciclo, é a
exergia destruída durante a fase fechada do ciclo e é a exergia perdida pelos
gases de exaustão, que foi adotada como sendo a exergia contida dentro do volume
de controle no final do processo de expansão.
São realizados também os balanços exergéticos percentuais que cada
processo que compõe a fase fechada do ciclo isoladamente, com o objetivo de se
analisar a influência de cada processo sobre os termos do balanço exergético.
Os balanços exergéticos percentuais são de extrema valia para clara
visualização do efeito das mudanças na composição dos combustíveis e condições de
operação do motor sobre a variação, transferências e destruição de exergia.
62
4.4 Eficiências exergéticas
As eficiências exergéticas são úteis para distinguirmos os meios de utilização
de combustíveis que são termodinamicamente eficazes dos que são menos eficazes.
Podem-se utilizar as eficiências exergéticas para avaliar a eficácia das medidas de
engenharia tomadas para melhorar o desempenho de um sistema térmico. Esta
avaliação é realizada através da comparação dos valores de eficiência determinados
antes e após as modificações terem sido realizadas para mostrar o quanto de melhora
foi alcançado (MORAN e SHAPIRO, 2009).
É de extrema importância atentar ao fato de que o limite de 100% de eficiência
exergética não deve ser considerado para dispositivos térmicos reais. Tal limite teórico
só poderia ser alcançado se não existisse destruição de exergia ou perdas de exergia.
Algo impossível para MCI que, inevitavelmente, possuem uma grande parcela da
exergia destruída durante o processo de combustão.
Segundo GALLO (1990), o conceito de eficiência exergética, ao avaliar
qualitativamente e quantitativamente a conversão de exergia, diferencia as perdas
para o ambiente das irreversibilidades internas e pode se constituir em um poderoso
indicador do desempenho de processos ou sistemas.
De acordo com o apresentado por GALLO (1990), a eficiência exergética de
um processo termodinâmico qualquer pode ser obtida através de
(4.38)
De acordo com MORAN e SHAPIRO (2009), as expressões para a eficiência
exergética podem assumir diferentes formas. Em todos os casos, a eficiência
exergética pode ser deduzida através do balanço de exergia. Primeiramente, deve-se
atentar para os sentidos da transferência de calor e trabalho, se estão entrando ou
saindo do volume de controle no processo observado. Através da Eq. (4.32), para o
processo de compressão em um MCI, tem-se que
( ) ( ) (4.39)
onde os termos , , e representam, respectivamente, a variação
de exergia entre os estados final e inicial, trabalho líquido, exergia transferida via calor
63
e exergia destruída no processo de compressão. O sinal (-) para o indica o
trabalho entrando no sistema, e o sinal (-) para o indica que a exergia está
sendo transferida do sistema para o ambiente.
O efeito útil desejado para o processo de compressão em um MCI é o aumento
da exergia da mistura ar/combustível. Desta maneira fica evidente que, os dois últimos
termos da eq. (4.39) representam claramente as perdas no processo, pois quanto
maiores forem os valores desses termos, menor será o valor do aumento de exergia.
Analisando a Eq. (4.39), para o processo de compressão em um MCI, pode-se
afirmar que, a exergia transferida via trabalho é responsável pela variação da
exergia dentro do cilindro. Desta forma, pode ser considerada como o consumo
de exergia e a variação de exergia a exergia útil produzida. Substituindo os
termos da Eq. (3.38), a eficiência exergética para o processo de compressão em um
MCI pode ser deduzida como
| | (4.40)
De maneira análoga à dedução da eficiência exergética do processo de
compressão foram deduzidas as eficiências exergéticas do processo de combustão,
do processo de expansão, da fase fechada do ciclo e do ciclo completo (global), sendo
representadas pelas seguintes equações:
(4.41)
(4.42)
(4.43)
(4.44)
64
onde , , e são respectivamente as eficiências exergéticas dos processos
de combustão, expansão, da fase fechada do ciclo e global, a variação de exergia
entre os estados final e inicial do processo , a exergia de fluxo inicial do processo.
Para as eficiências exergéticas da fase aberta do ciclo, foram utilizadas as
apresentadas no trabalho de GALLO e MILANEZ (1992), sendo calculadas a partir das
equações
| | (4.45)
| | (4.46)
| | (4.47)
onde , e são respectivamente as eficiências exergéticas dos processos de
escape, admissão, e da fase aberta do ciclo. O termo representa a exergia de
fluxo que entraria no motor em uma admissão perfeita, calculada por
(4.48)
sendo é a exergia no final do processo de admissão e A massa que entraria em
uma admissão perfeita pode ser calculada através da equação dos gases ideais:
(4.49)
onde é o volume do ciclindro no pronto morto inferior, é a constante particular
da mistura de gases.
65
5. RESULTADOS
Este capítulo tem como objetivo apresentar os dados de entrada, resultados da
simulação e da análise exergética do motor de motocicleta com diferentes misturas de
gasolina e etanol e diferentes condições de operação. Para a apresentação dos
resultados foram elaborados gráficos e tabelas que são divididos em três seções. A
primeira contém os resultados obtidos com o simulador AVL Boost®. A segunda
contém os resultados da análise exergética com a configuração original do motor. A
última os resultados da análise exergética variando-se alguns dos parâmetros
principais do motor.
5.1 Dados de entrada
Nessa seção serão apresentados os dados de entrada para a simulação do
motor de motocicleta bicombustível 150 cc com o programa AVL Boost®, e os dados
de entrada necessários para as simulações com o programa de análise exergética.
5.1.1 Dados de entrada para a simulação do motor
Para a simulação com o programa AVL Boost®, são necessários: dados
dimensionais do motor, dos dutos de admissão e escape, curvas de levantamento de
válvula, porcentagem em volume de cada componente da mistura de combustíveis,
curva de avanço e parâmetros do modelo de combustão adotado.
O simulador de motores AVL Boost® fornece duas opções para a inserção de
combustíveis. Na primeira, é permitido selecionar um combustível pré-definido,
presente no banco de dados do software, através do campo Classic Species Setup.
Na segunda opção, o combustível pode ser montado a partir de uma mistura de
espécies químicas, desde que elas estejam presentes nas tabelas termodinâmicas do
programa, através do campo General Species Setup.
Como os combustíveis deste estudo, Gasolina E22 e Etanol Hidratado não
estão presentes no banco de dados do programa AVL Boost®, foi necessário inserir os
componentes da mistura em suas frações volumétricas no campo General Species
Setup. Desta maneira, os combustíveis utilizados neste trabalho foram inseridos no
66
simulador de motores como sendo uma mistura de gasolina, etanol e água, conforme
a Tab. 5.1, onde o “H” representa a porcentagem de etanol hidratado combustível
(EHC) na mistura de gasolina E22 com 22% v/v de etanol anidro combustível (EAC) e
etanol hidratado combustível (EHC). Também é considerada a presença da água na
forma líquida na mistura de combustíveis, pois o EHC, que será utilizado neste
trabalho, possui até 4,9% v/v de água na sua composição (ANP, 2011b).
Tabela 5.1: Porcentagens em volume de cada espécie da mistura de combustíveis.
COMBUSTÍVEIS GASOLINA PURA EAC ÁGUA
[%] [%] [%]
H0 (Gasolina E22) 78,0000 21,9120 0,0880
H25 58,5000 40,2090 1,2910
H50 39,0000 58,5060 2,4940
H75 19,5000 76,8030 3,6970
H100 (EHC) 0,0000 95,1000 4,9000
Para a simulação do motor é necessário também inserir informações sobre a
curva de levantamento de válvulas, que irá influenciar diretamente no total de massa
admitida dentro do cilindro, duração da fase fechada e duração da fase aberta do ciclo.
Dados típicos para as curvas de levantamento de válvulas mostrados na Fig.5.1 foram
utilizados, devido à dificuldade de obter esses dados do fabricante.
Figura 5.1 – Levantamento de válvulas (mm) versus ângulo do virabrequim (grau).
67
Os dados da Tab. 5.2 constituem as especificações técnicas retiradas
diretamente do manual de serviço da motocicleta.
Tabela 5.2: Especificações técnicas do motor de motocicleta 150 cc flex utilizada neste trabalho.
Tipo do motor
4 tempos, arrefecido a ar, OHC,
monocilíndrico,
acionado por corrente, 2 válvulas, flex-fuel
Potência máxima (Gasolina)
(Etanol)
14,2 cv
14,3 cv
Torque máximo (Gasolina)
(Etanol)
1,32 kgf.m
1,45 kgf.m
Rotação de potência máxima 8500 rpm
Rotação de torque máximo 6500 rpm
Rotação de marcha lenta 1400 rpm
Cilindrada 149,5 cm3
Diâmetro do pistão 57,30 mm
Curso do pistão 57,84 mm
Razão de compressão 9,5 : 1
Ponto de ignição em marcha lenta 8° APMS a 1400 rpm
Folga do espaçamento entre o pistão e
camisa até o primeiro anel 0,02 mm
Folga da válvula de admissão (motor a
frio) 0,08 mm
Folga da válvula de escape (motor a
frio) 0,12 mm
Diâmetro da cabeça da válvula
(Admissão) 30 mm
Diâmetro da cabeça da válvula
(Escape) 26 mm
Levantamento máx. da válvula
(admissão) 4,9071 mm
Levantamento máx. da válvula
(escape) 4,7938 mm
Abertura da válvula de admissão abertura de 1 mm 2 ° APMS
Fechamento da válvula de admissão abertura de 1 mm 28 ° DPMI
Abertura da válvula de exaustão abertura de 1 mm 27 ° APMI
Fechamento da válvula de exaustão abertura de 1 mm 2 ° DPMS
68
Para a motocicleta equipada com injeção eletrônica com tecnologia flex-fuel
desse estudo, não foi possível obter uma curva de avanço, pois os valores de avanço
em um motor com injeção eletrônica são reajustados a cada instante pela central
eletrônica através dos dados enviados pelos sensores fixados na motocicleta. Para o
presente trabalho, elaborou-se uma curva de avanço baseada nos dados de avanço
disponibilizados no trabalho de WU et al. (2007). Foi realizado um ajuste a partir do
valor do avanço de marcha lenta especificado no manual da motocicleta (Tab. 5.2),
que é superior ao avanço de marcha lenta da motocicleta do estudo de WU et al.
(2007). No presente estudo, foi adotada a curva de avanço apresentada na Fig. 5.2.
Entretanto, vale ressaltar, que os efeitos da variação do avanço de ignição serão
contemplados na análise exergética.
Figura 5.2 – Avanço de ignição (grau APMS) versus rotação do motor (rpm).
5.1.2 Dados de entrada para a análise exergética
A troca de dados entre o código de análise exergética e o software AVL Boost®
é realizada através de arquivos com extensão “.dat”, gerados diretamente com o
simulador de motores. O código de análise exergética necessita como dados de
entrada as curvas de pressão, temperatura, massa, volume, taxa de calor transferido e
fração molar de cada espécie química que compõe a mistura ar/combustível, conforme
pode ser visualizado nas Figs. 5.3-5.8. Sendo apresentado como exemplo somente a
curva da fração molar do oxigênio.
69
Figura 5.3 – Pressão (MPa) versus ângulo do virabrequim (grau).
Figura 5.4 – Temperatura (K) versus ângulo do virabrequim (grau).
Figura 5.5 – Massa da mistura (kg) versus ângulo do virabrequim (grau).
Figura 5.6 – Volume (m3) versus ângulo do
virabrequim (grau).
Figura 5.7 – Taxa de calor transferido (J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau).
Figura 5.8 – Fração molar (-) do O2 versus ângulo do virabrequim (grau).
70
5.2 Resultados da simulação do motor com AVL Boost
Nesta seção são apresentados os resultados obtidos com o simulador de
motores AVL Boost® que serão de fundamental importância para a interpretação dos
resultados da análise exergética. São apresentadas as curvas de pressão, massa,
temperatura e calor transferido para diversas misturas de gasolina e etanol e rotações
do motor e as curvas de volume do cilindro para diferentes relações de compressão.
Vale atentar que, para as simulações do motor de motocicleta objetivado no presente
trabalho, em todas as misturas de combustíveis e condições de operação, foi
considerado o motor operando em plena carga, conforme justificado na Seç.3.6.4.
5.2.1 Massa dentro do cilindro
A massa total admitida durante cada ciclo irá influenciar na quantidade de
energia liberada na combustão, o que irá determinar por sua vez os valores máximos
alcançados de pressão e temperatura dentro do cilindro, como também a exergia
química total disponível antes do processo de combustão.
A Fig. 5.9 apresenta a massa dentro do cilindro versus ângulo do virabrequim
para diferentes misturas de gasolina e etanol em uma mesma rotação do motor (7500
rpm). As linhas tracejadas indicam, respectivamente, da esquerda para a direita, o
fechamento da válvula de admissão (FVA), o ponto morto superior (PMS) e a abertura
da válvula de escape (AVE). O intervalo contido entre FVA e AVE representa a fase
fechada do ciclo, não havendo fluxo de massa. É importante notar que o ponto de FVA
não coincide exatamente com o valor zero da curva de levantamento de válvulas (Fig.
5.1) e sim com o ponto onde a válvula já está fechada o suficiente para não haver
fluxo de massa. O mesmo ocorre para o ponto de AVE.
O processo de admissão com massa entrando no cilindro pode ser visualizado
na Figs. 5.9 e 5.10, com a massa aumentando dentro do cilindro até um pouco antes
do FVA. O efeito contrário pode ser visualizado após o ponto de AVE, com a massa
decrescendo dentro do volume de controle no processo de escape. Vale atentar que,
nos pontos próximos de zero grau (ou 720 graus) o valor da massa não é zero,
indicando a presença de gases residuais da combustão, que irão influenciar no
aquecimento da nova mistura de ar/combustível que adentra no cilindro, como também
interferir no processo de combustão.
71
Figura 5.9 – Massa da mistura de gases (kg) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75 e H100 – 7500 rpm.
Figura 5.10 – Massa da mistura de gases (kg) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes rotações do motor (rpm) – H0.
72
A Fig. 5.10 apresenta as curvas de massa dentro do cilindro para diferentes
rotações do motor. Pode ser visto que a massa total de ar/combustível admitida
aumenta até a rotação de 6500 rpm para depois começar a decrescer. Isto ocorre
porque a massa de combustível injetada aumenta com o aumento da rotação, o que
ocasiona em princípio o aumento da massa total admitida. Entretanto, o aumento da
rotação do motor ocasiona uma queda na eficiência volumétrica do motor o que vem a
ocasionar posteriormente uma diminuição da massa total admitida em rotações mais
elevadas. Também pode ser visualizado na Fig. 5.10, o escoamento reverso na
válvula de admissão (back-flow), visualizado através dos picos que se formam em
rotações mais baixas antes do ponto de FVA, picos praticamente inexistentes nas
rotações mais elevadas.
5.2.2 Pressão no cilindro
A Fig. 5.11 a seguir apresenta as curvas de pressão para as misturas de
gasolina e etanol consideradas neste trabalho. Podem ser observados valores de
pressão máxima bem próximos, mesmo quando se aumenta a proporção de etanol
hidratado na mistura, diferentemente do observado nos perfis da curva de pressão
experimentais do trabalho de MELO (2012), onde se obtém um aumento nos picos de
pressão quando se aumenta o teor de etanol na mistura. Segundo MELO (2012), esse
aumento dos picos de pressão é justificado pelo fato de que, em motores reais
aumenta-se o avanço quando se adiciona etanol à mistura, por causa do valor de
octanagem mais elevada do etanol em relação à gasolina. No presente estudo, os
valores simulados bem próximos dos picos de pressão para todas as misturas
provavelmente se deve ao fato de ter sido adotado nas simulações o mesmo valor de
avanço para todas as misturas de etanol e gasolina.
Na Fig. 5.12 os picos de pressão aumentam até a rotação de 5500 rpm para
em seguida começar a decrescer com o aumento da rotação do motor. Este
comportamento se deve principalmente a dois motivos, a variação da massa total
admitida que influencia na quantidade de energia liberada na combustão e ao aumento
na duração de combustão ( ) com o aumento da rotação do motor (Tab. 5.3). O
aumento de desloca o ângulo onde ocorre a liberação máxima de energia, ângulo
onde metade da mistura foi queimada ( ), mais à direita do PMS, que pode ser
visualizado pelos picos de pressão se deslocando à direita do PMS com o aumento da
rotação.
73
Figura 5.11 – Pressão instantânea da mistura de gases (MPa) versus ângulo do virabrequim
(grau) para H0, H25, H50, H75 e H100 – 7500 rpm.
Figura 5.12 – Pressão instantânea da mistura de gases (MPa) versus ângulo do virabrequim
(grau) para diversas rotações do motor (rpm) – H0.
74
Tabela 5.3: Duração da combustão e para diferentes rotações do motor – H0.
(1 – 99%)
rpm grau grau
4500 81,5 361,0
5000 85,5 362,5
5500 86,5 363,0
6000 87,5 364,0
6500 88,5 366,0
7000 92,5 368,0
7500 94,2 369,9
8000 100,0 373,0
8500 105,0 375,0
5.2.3 Calor transferido pela parede do cilindro
A Fig. 5.13 apresenta as curvas de taxa de calor transferido através das
paredes do cilindro do motor para as misturas de gasolina e etanol deste estudo. Pode
ser observado que, os valores durante o processo de admissão (antes do FVA) são
próximos de zero, devido às temperaturas dos gases estarem próximas à temperatura
da parede do motor. Os valores do calor transferido através da parede do cilindro
começam a crescer logo antes do PMS durante o processo de compressão e com o
início do processo de combustão. Os valores máximos são observados logo após o
PMS durante expansão dos gases que estão em elevadas temperaturas durante a
combustão, podendo ser observado valores máximos muito próximos para as
diferentes misturas em uma mesma rotação do motor.
Na Fig. 5.14 pode ser visto que, com o aumento da rotação do motor os valores
máximos da taxa de calor transferido através da parede do cilindro diminuem. Tal
comportamento se deve por que quanto mais elevada a rotação do motor menor será
o tempo do ciclo completo do motor (0 a 720 grau) e, portanto, menor será o tempo
que os gases terão em contato com as paredes do cilindro.
75
Figura 5.13 – Taxa de calor transferido entre a mistura de gases e as paredes do cilindro
(J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau) para H0, H25, H50, H75 e H100 – 7500 rpm.
Figura 5.14 – Taxa de calor transferido entre a mistura de gases e as paredes do cilindro
(J/grau) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) – H0.
76
5.2.4 Temperatura no cilindro
A Fig. 5.15 apresenta as curvas de temperatura para as diferentes misturas de
gasolina e etanol para uma mesma rotação do motor. Pode ser observado que valores
durante todo o ciclo são muito próximos para todas as misturas simuladas, mas com
valores um pouco mais elevados para as misturas com baixos teores de etanol
hidratado.
Na Fig. 5.16 podem ser visualizadas as curvas de temperatura para diferentes
rotações do motor. Pode ser observado que os picos de temperatura decrescem com
o aumento da rotação do motor, acompanhando o que acontece com as curvas de
calor transferido (Fig. 5.14), e que as temperaturas dos gases durante o processo de
escape (após a AVE) aumentam com a rotação do motor, e isto possivelmente se
deve aos valores mais elevados de massa contida no cilindro após a AVE visualizado
na Fig. 5.10, que indicam maior restrição ao escoamento dos gases através da válvula
de escape em rotações mais elevadas, ocasionando aumento de pressão (Fig. 5.12) e
temperatura.
Figura 5.15 – Temperatura instantânea da mistura de gases dentro do cilindro (K) versus
ângulo do virabrequim (grau) para H0, H25, H50, H75 e H100 – 7500 rpm.
77
Figura 5.16 – Temperatura instantânea da mistura de gases dentro do cilindro (K) versus
ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) – H0.
5.2.5 Volume do cilindro
Na maioria dos casos simulados a curva do volume total do cilindro em função
de , que consiste do volume do cilindro e da câmara de combustão, permanece a
mesma. Entretanto, foram realizadas algumas simulações variando-se um dos
parâmetros dimensionais do motor, a relação de compressão ( ), que provoca uma
variação na curva de volume, pois representa a relação entre o volume máximo,
quando o pistão está no ponto morto inferior (PMI), e o volume mínimo, quando o
pistão está no PMS, expresso através da equação:
(5.1)
A Fig. 5.17 apresenta as curvas do volume com diferentes valores de relação
de compressão, onde pode ser observado, como seria de se esperar, a diminuição do
volume total com o aumento do valor da relação de compressão do motor, o que irá
78
influenciar nas curvas de pressão, temperatura, massa e taxa de calor transferido e,
consequentemente, nos valores de exergia como será discutido na Seç. 5.4.3.
Figura 5.17 – Volume instantâneo do cilindro (m3) versus ângulo do virabrequim (grau)
várias relações de compressão – H0 – 7500 rpm.
79
5.3 Resultados da análise exergética nas configurações
originais do motor e parâmetros de operação
Nesta seção são apresentados os resultados da análise exergética nas
configurações originais do motor referente a três parâmetros principais (Tab. 5.4), por
serem estes os parâmetros que mais impactam na eficiência exergética de um MCI
segundo (RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006, CARVALHO, 2011).
Tabela 5.4: Valores-base dos parâmetros principais da análise exergética.
(adimensional) (adimensional) (APMS)
1 9,5 29
Onde é a relação de compressão do motor, sendo um parâmetro geométrico
do motor é adotado um valor fixo na fase de projeto, relaciona em quantas partes (em
volume) a mistura ar/combustível é comprimida dentro do motor, é o avanço de
ignição, ângulo onde é liberada a centelha, medido em grau APMS (antes do ponto
morto superior). O fator de excesso de ar é definido por (HEYWOOD, 1980):
(5.1)
onde e são, respectivamente, a razão ar/combustível real e a razão
ar/combustível estequiométrica. A definição de é tal que:
para misturas pobres em combustível, ;
para misturas estequiométricas, ;
para misturas ricas em combustível,
Nesta seção, para o melhor entendimento dos resultados da análise exergética
nas configurações originais do motor, foram divididos os resultados em duas
subseções, a primeira expondo os resultados variando-se a composição do
combustível, e na segunda, variando-se a rotação do motor.
80
5.3.1 Variação da composição do combustível
Para visualizar o comportamento de cada termo do balanço de exergia foram
montados os gráficos a seguir (Figs. 5.18-5.22) para cada mistura de gasolina e etanol
na rotação 7500 rpm. Os gráficos das Figs. 5.18-5.22 foram baseados no gráfico (Fig.
2.3) apresentado no trabalho de RAKOPOULOS et al. (2008b). É importante destacar
que, no presente trabalho, não foi considerada a influência da água isoladamente,
presente na mistura de combustíveis.
Nas Figs. 5.18-5.22 pode ser observado que, referente à exergia química da
mistura ar/combustível, esta cresce juntamente com a massa admitida durante o
processo de admissão e se torna constante no momento onde não há mais fluxo de
massa através das válvulas (no ponto de FVA), e continua constante até o início do
processo de combustão, ponto onde começa a decrescer, um pouco antes do PMS.
Durante o processo de combustão a exergia química diminui enquanto a exergia
termomecânica aumenta até que, ao final da combustão e antes da AVE, a exergia
termomecânica é que passa a representar a maior parte da exergia total. Após a AVE,
ou seja, durante o processo de exaustão dos gases, os valores de exergia química e
termomecânica diminuem acompanhando o decréscimo de massa dentro do cilindro.
Analisando os gráficos é possível afirmar que o processo de combustão é o
maior responsável pela destruição de exergia, seguido do processo de expansão dos
gases. No processo de compressão a destruição de exergia é próxima de zero,
confirmando dados da literatura (GALLO e MILANEZ, 1992, RAKOPOULOS e
GIAKOUMIS, 2006, RAKOPOULOS et al., 2008b, CARVALHO, 2011).
A maioria dos trabalhos de análise exergética de MCI se limita a investigar a
destruição de exergia apenas para a fase fechada do ciclo, conforme exemplificado na
Fig. 2.3. Referente à fase aberta do ciclo, a destruição de exergia durante o processo
de admissão é próximo de zero, similar ao processo de compressão, mas a exergia
destruída durante o processo de exaustão já é significativa como pode ser visualizado
nas Figs. 5.18-5.22, devido às elevadas temperaturas dos gases de escape.
A exergia transferida via calor não é muito influente no balanço de exergia,
conforme pode ser verificado nas Figs. 5.18-5.22, possuindo valores bem pequenos
em comparação aos demais termos do balanço. A exergia transferida via calor é
próxima de zero antes do início do processo de combustão, devido à diferença entre
os valores de temperatura dos gases e da parede do cilindro não ser significativa
antes da combustão.
81
Figura 5.18 – Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.19 – Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) – H25 – 7500 rpm.
82
Figura 5.20 – Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) – H50 – 7500 rpm.
Figura 5.21 – Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) – H75 – 7500 rpm.
83
Figura 5.22 – Termos do balanço de exergia (J) versus ângulo do virabrequim (grau) – H100 – 7500 rpm.
Nas Figs. 5.18-5.22 não é possível visualizar claramente as mudanças nos
termos do balanço de exergia quando se varia a composição do combustível. Para tal
finalidade, foram agrupadas as curvas de cada termo do balanço isoladamente para
diferentes misturas simuladas, conforme pode ser visto nas Figs. 5.23-5.28.
A Fig. 5.23 apresenta as curvas de exergia total quando se varia a composição
do combustível, sendo observada uma diminuição nos valores de exergia total da
mistura ar/combustível quando se aumenta o teor de etano hidratado na mistura em
todo o ciclo de funcionamento do motor, devido ao menor valor de exergia química do
etanol em relação à gasolina. Como pode ser observado na Fig. 5.23, maior valor de
exergia total é perdida nos gases de escape, após a AVE, quando se utiliza misturas
com maior teor de gasolina, fato que terá impacto direto na eficiência exergética como
será visto mais adiante.
A exergia termomecânica (Fig. 5.24) é dependente somente dos valores de
pressão e temperatura dentro do cilindro, devido aos valores próximos de pressão e
de temperatura para todas as misturas, apresentados nas Figs. 5.11 e 5.15. Os
valores de exergia termomecânica também não apresentam variação acentuada
quando se modifica a composição do combustível.
84
Figura 5.23 – Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
Figura 5.24 – Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
85
A Fig. 5.25 apresenta as curvas de exergia química para diferentes
composições de etanol e gasolina, onde é muito importante atentar para os valores de
exergia química no ponto de AVE, pois estes serão os valores da exergia química dos
gases lançados para a atmosfera, e segundo DANIEL e ROSEN (2002), representam
um bom indicador do impacto ambiental, pois a exergia química possui relação com o
potencial de interação dos gases com o ambiente. A partir desta linha de raciocínio,
seria possível afirmar que, para a rotação de 7500 rpm no motor de motocicleta deste
estudo, as misturas com altas concentrações de gasolina geram um maior impacto
ambiental por causa dos valores de exergia química mais elevados dos gases de
exaustão.
Figura 5.25 – Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
Nas curvas de trabalho líquido (Fig. 5.26), observam-se valores bem próximos
para todas as misturas simuladas. Entretanto, pode ser vista ligeira diferença nos
valores após a AVE, onde se encontram valores um pouco menores para as misturas
de altos teores de etanol, indicando que a adição de etanol à mistura ocasiona uma
diminuição no trabalho de bombeamento dos gases através da válvula de escape.
Na Fig. 5.27 se encontram as curvas de exergia transferida via calor, onde se
observa uma diminuição da exergia total transferida via calor à medida que se
aumenta o teor de etanol na mistura.
86
Figura 5.26 – Trabalho liquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
Figura 5.27 – Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
87
Pode ser verificado na Fig. 5.28 que, antes do início do processo de
combustão, logo antes do PMS, os valores de exergia destruída são muito próximos
para as diferentes misturas de gasolina e etanol. A exergia destruída durante o
processo de combustão diminui à medida que se aumenta o teor de etanol na mistura,
revelando que a combustão da gasolina destrói mais exergia do que a combustão do
etanol, mesmo o motor de motocicleta estando em suas configurações originais.
Figura 5.28 – Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para as misturas H0, H25, H50, H75, H100 - 7500 rpm.
Analisando somente as Figs. 5.23-5.28 fica difícil determinar com qual
composição de combustível se obteve, proporcionalmente, maior valor de exergia
destruída em relação à exergia que entrou no volume de controle. Por exemplo, com a
mistura H0 se obteve maior valor de exergia destruída (Fig. 5.28), mas em
contrapartida se obteve com H0 maior valor de exergia de entrada (valor de
exergia no ponto de FVA), como pode ser visto na Fig. 5.23. Desta forma, para uma
melhor comparação entre as misturas simuladas, foram calculados os termos do
balanço de exergia percentual em relação ao valor de , como pode ser visto na
Tab. 5.5 para a fase fechada do ciclo.
Todas as tabelas de balanço exergético deste capítulo poderão ser
visualizadas em seus valores absolutos no Anexo II.
88
Tabela 5.5: Balanço exergético percentual (%) para H0, H25, H50, H75 e H100 – 7500 rpm.
Misturas H0 H25 H50 H75 H100
(%) 100 100 100 100 100
(%) 30,98 31,27 31,42 31,74 32,10
(%) 2,25 2,27 2,28 2,30 2,32
(%) 28,58 28,54 28,41 28,33 28,24
(%) 38,19 37,92 37,89 37,63 37,34
*(%) 25,36 25,45 25,60 25,78 26,03
*(%) 12,84 12,47 12,29 11,85 11,30
*Os termos
e representam as parcelas da exergia de saída, respectivamente, termomecânica
e química, não fazendo parte do somatório total.
A Tab. 5.5 apresenta os valores do balanço exergético percentual para todas
as misturas de gasolina e etanol deste estudo. Pode-se observar que, à medida que
se aumenta o teor de etanol na mistura obtém-se maior parcela da exergia de entrada
transferida via trabalho e via calor, seguindo tendência encontrada na literatura
(GALLO e MILANEZ, 1992). Com o aumento do etanol na mistura obtém-se menor
valor da exergia destruída ao final da fase fechada do ciclo. A redução nas parcelas de
exergia química dos gases de exaustão quando se aumenta o teor de etanol, indica
um processo de combustão mais eficiente para as misturas mais ricas em etanol.
A Tab. 5.6 apresenta os valores das eficiências exergéticas calculadas a partir
das Eqs. (4.40)-(4.47) apresentadas na Seç. 4.4. Podem ser observados valores mais
elevados para quase todas as eficiências exergéticas quando se utiliza misturas com
maiores teores de etanol, mesmo com o motor em sua configuração original,
coincidindo com o observado na literatura (GALLO e MILANEZ, 1992).
Tabela 5.6: Eficiências exergéticas de cada processo para diferentes misturas – 7500 rpm.
Misturas H0 H25 H50 H75 H100
(%) 89,84 89,91 89,95 90,01 90,07
(%) 92,24 92,14 92,05 92,02 92,03
(%) 53,67 53,80 54,20 54,49 54,85
(%) 71,38 71,75 71,49 71,76 71,81
(%) 95,40 95,43 95,37 95,35 95,37
(%) 50,12 50,37 50,59 50,89 51,23
(%) 92,64 92,74 92,76 92,83 92,90
(%) 29,23 29,53 29,65 29,95 30,31
89
5.3.2 Variação da rotação do motor
Nesta subseção são apresentados os gráficos dos termos do balanço de
exergia para diferentes valores de rotação do motor, juntamente com as tabelas de
balanço exergético percentual e os gráficos das eficiências exergéticas.
Na Fig. 5.29 pode-se observar que os valores de exergia total aumentam até a
rotação de 6500 rpm para em seguida começar a decrescer, acompanhando o que
acontece com a curva de massa dentro do cilindro (Fig. 5.10). Também se pode
observar a diminuição da exergia total um pouco antes do ponto de FVA para rotações
mais baixas do motor, devido ao refluxo de massa (Fig.5.10).
Figura 5.29 – Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) – H0.
A Fig. 5.30 apresenta os valores de exergia termomecânica para diferentes
rotações do motor, onde pode ser verificado o deslocamento dos pontos máximos para
a direita do PMS com o aumento da rotação do motor, exatamente como observado
para a pressão no cilindro (Fig. 5.12), e pode-se também observar o aumento da
exergia termomecânica dos gases de escape com o aumento da rotação do motor,
acompanhando a temperatura dos gases dentro do cilindro (Fig. 5.16).
90
Figura 5.30 – Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diversas rotações do motor (rpm) – H0.
Figura 5.31 – Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas rotações do motor (rpm) – H0.
91
Na Fig. 5.31 pode ser observado que a exergia química apresenta o mesmo
comportamento da exergia total da mistura, acompanhando o que acontece com a
massa dentro do cilindro (Fig. 5.10), obtendo valores mais elevados em 6500 rpm e os
menores valores em 8500 rpm.
A Fig. 5.32 apresenta as curvas de trabalho líquido para diferentes rotações do
motor, onde são observados valores muito próximos até o PMS, indicando pouca
diferença do trabalho de admissão e compressão da mistura ar/combustível em
diferentes rotações do motor. Também pode ser observado que, os valores mais
baixos de trabalho líquido do ciclo são obtidos nas rotações mais elevadas do motor, e
que o trabalho de exaustão dos gases aumenta à medida que se aumenta a rotação.
Figura 5.32 – Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas
rotações do motor (rpm) – H0.
A Fig. 5.33 apresenta as curvas de exergia transferida via calor para diferentes
rotações do motor, onde pode ser visto que a exergia transferida via calor diminui com
o aumento da rotação do motor, fenômeno já observado para a taxa de calor
transferido (Fig. 5.14).
A Fig. 5.34 apresenta as curvas de exergia destruída para diferentes rotações
do motor, onde são observados os valores mais baixos de exergia destruída do ciclo
para as rotações mais elevadas do motor.
92
Figura 5.33 – Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diversas rotações do motor (rpm) – H0.
Figura 5.34 – Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diversas
rotações do motor (rpm) – H0.
93
As Tabs. 5.7-5.11 apresentam os balanços exergéticos percentuais para
diferentes rotações do motor e para as diferentes misturas de gasolina e etanol
simuladas. Pode ser observada a mesma tendência para as diferentes misturas, onde
o valor da exergia dos gases de exaustão aumenta com o aumento da rotação do
motor. As parcelas de exergia destruída e transferida via calor possuem
comportamento contrário, diminuindo com o aumento da rotação do motor. Os valores
de trabalho líquido realizado são mais baixos para rotações mais elevadas do motor, o
que terá impacto nos valores de eficiência exergética. As tendências observadas para
, , e coincidem com as tendências encontradas na literatura (GALLO e
MILANEZ, 1992, KOPAC e KOKTURK, 2005, RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006).
Também pode ser observado nas Tabs. 5.7-5.11 que, à medida que se
aumenta o teor de etanol na mistura maior parcela da exergia de entrada é destruída,
mas em contrapartida, maior quantidade da exergia de entrada é convertida em
trabalho líquido.
Tabela 5.7: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes (rpm)– H0.
Nas Figs. 5.35-5.42 são apresentados os valores das eficiências exergéticas
para diferentes misturas e rotações do motor (rpm), onde pode ser visualizado o
comportamento das eficiências exergéticas tanto dos processos que compõem a fase
fechada como dos processos que compõem a fase aberta do ciclo.
95
Referente à fase fechada do ciclo, a eficiência de compressão apresenta
uma pequena variação até em torno de 6500 rpm, depois não apresenta variação
significativa. A eficiência exergética da combustão aumenta com o aumento de ,
devido à duração da combustão aumentar com a rotação do motor (Tab. 5.3),
aumentando por sua vez o trabalho líquido realizado durante o processo de
combustão. A eficiência exergética da expansão diminui com o aumento da
rotação. A eficiência exergética da fase fechada segue o comportamento de ,
aumentando com o aumento da rotação do motor.
Referente à fase aberta do ciclo, a eficiência exergética da admissão
possui uma variação acentuada, alcançando o valor máximo em 6500 rpm para depois
começar a decrescer. A eficiência exergética de escape possui comportamento
similar à , mas com variação menos acentuada. A eficiência exergética da fase
aberta também aumenta até 6500 rpm para depois começar a decrescer.
A eficiência exergética global associa a exergia que entra no motor com a
massa total admitida com o trabalho líquido efetuado pelo ciclo. O valor de diminui
com o aumento de para todas as misturas de simuladas (Fig. 5.42), de acordo com
o encontrado no trabalho de GALLO e MILANEZ (1992). Tendo valores mais elevados
à medida que se aumenta o teor de etanol na mistura. Os valores de que foram
utilizados nos gráficos das Seções 5.3 e 5.4 se encontram Anexo III.
Figura 5.35 – Eficiência exergética do processo
de compressão (%) versus rotação do
motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.36 – Eficiência exergética do processo
de combustão (%) versus rotação do
motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
96
Figura 5.37 – Eficiência exergética do processo
de expansão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.38 – Eficiência exergética da fase
fechada do ciclo (%) versus rotação do
motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.39 – Eficiência exergética do processo
de admissão (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.40 – Eficiência exergética do processo
de escape (%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.41 – Eficiência exergética da fase
aberta do ciclo (%) versus rotação do motor
(rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.42 – Eficiência exergética global
(%) versus rotação do motor (rpm) para H0, H25, H50, H75, H100.
97
5.4 Resultados da análise exergética variando-se parâmetros
de operação
Nesta seção serão analisados os impactos da variação de três parâmetros
principais do motor sobre os valores de exergia e eficiências, que são: o fator de
excesso de ar, o ponto de ignição e a relação de compressão do motor. O fator de
excesso de ar e o ponto de ignição foram escolhidos na análise por serem facilmente
ajustados em um MCI real, e a relação de compressão do motor por ser um parâmetro
de fundamental importância no projeto de um MCI, com impactos diretos nos valores
de eficiência energética e exergética.
Os resultados foram divididos em três subseções conforme o parâmetro a ser
estudado na análise exergética do motor de motocicleta com diferentes misturas de
gasolina e etanol.
5.4.1 Variação do fator de excesso de ar
Nas Figs. 5.43-5.48 são apresentadas os termos do balanço de exergia para
diferentes valores do fator de excesso de ar, desde valores para misturas ricas em
combustível ( ) até valores para misturas pobres em combustível ( ), sendo
apresentados os gráficos dos termos de exergia somente para a mistura H0, tendo
sido observado mesmo comportamento para as demais misturas, entretanto, as
demais misturas serão avaliadas nas tabelas de balanço exergético percentual e
gráficos de eficiências exergéticas.
A Fig. 5.43 apresenta as curvas de exergia total variando-se os valores do fator
de excesso de ar, pode ser observado que a variação do fator de excesso de ar por
afetar a quantidade de massa de combustível que entra no cilindro, afeta de maneira
significativa os valores da exergia total, obtendo-se valores muito mais elevados de
exergia total conforme se diminui o valor de , ou seja, conforme se enriquece a
mistura com combustível, e encontrando-se valores menores de exergia total com o
aumento do valor de .
98
Figura 5.43 – Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
A Fig. 5.44 apresenta as curvas de exergia termomecânica para diferentes
valores do fator de excesso de ar, onde pode ser observado que os valores máximos
de exergia termomecânica aumentam conforme se aumenta o valor de até o valor de
fator de excesso de ar para mistura estequiométrica ( ), para em seguida começar
a decrescer, devido à diminuição da quantidade de comburente, ou seja, devido à
diminuição da quantidade de ar na mistura ar/combustível. Para os gases de exaustão
é observado na Fig. 5.44 que, a exergia termomecânica dos gases aumenta com o
aumento do valor de .
Na Fig. 5.45, pode ser observado para exergia química da mistura o mesmo
comportamento observado na Fig. 5.43 para a exergia total, onde menores valores são
obtidos conforme se aumenta o valor do fator de excesso de ar, devido à exergia
química dos combustíveis serem bem mais elevadas em relação aos componentes do
ar de admissão, e em relação aos produtos da combustão. Pode também ser
verificado que, a escolha de valores muito baixos de para o ajuste do motor não se
apresenta uma boa escolha, pois os elevados valores de exergia química que
apresentam os gases de exaustão indicam a presença de combustível não queimado,
que além de ser um indicativo de maior impacto ambiental, indica também uma perda
no ponto de vista econômico, por representar um recurso não utilizado.
99
Figura 5.44 – Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.45 – Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
100
A Fig. 5.46 apresenta as curvas de trabalho líquido, onde podem ser
observados valores próximos de trabalho líquido para os valores de próximos de 1.
Pode ser visto que o valor mais elevado do trabalho líquido do ciclo foi obtido com o
valor de igual a 1,0. O valor mais baixo de trabalho líquido realizado pelo ciclo foi
obtido para o igual a 1,10, devido à mistura já estar muito pobre em combustível.
Figura 5.46 – Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
Na Fig. 5.47 pode ser observada a variação dos valores de exergia transferida
via calor com a variação do fator de excesso de ar, sendo obtidos os valores mais
elevados de exergia transferida com os valores mais elevados do fator de excesso de
ar, e os valores mais baixos de exergia transferida via calor é encontrado com o valor
de igual a 0,90.
A Fig. 5.48 apresenta as curvas de exergia destruída para os diferentes valores
do fator de excesso de ar simulados, onde pode ser visto claramente que a exergia
destruída por ciclo aumenta conforme se diminui o valor de .
101
Figura 5.47 – Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.48 – Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
102
Nas Tabs. 5.12-5.16 são apresentados os valores dos termos do balanço
exergético percentual para diferentes valores do fator de excesso de ar e para
misturas de gasolina e etanol. Com o aumento no valor de , aumenta-se a exergia
destruída e obtêm-se valores menores da exergia de saída . A diminuição de
com o aumento de se deve, principalmente, à mudança na distribuição entre as
exergias química e termomecânica dos gases de exaustão, de acordo com o
observado na literatura (RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006).
Também pode ser visto nas Tabs. 5.12-5.16 que, obtém-se um aumento no
valor da parcela da exergia de entrada que é convertida em trabalho líquido com o
aumento no valor do fator de excesso de ar até o valor de igual a 1,05, a partir desse
valor de obtém-se uma diminuição nos valores de , devido à mistura já se
encontrar muito pobre em combustível. O aumento do teor de etanol na mistura
proporciona uma diminuição na parcela da exergia de entrada que é destruída e uma
diminuição na parcela que é perdida com os gases de exaustão ( ), resultando em
um aumento da parcela que é convertida em trabalho líquido ( ).
Tabela 5.12: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
(-) 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 27,0 29,1 31,0 32,6 32,4
(%) 1,9 2,1 2,2 2,4 2,3
(%) 26,5 27,6 28,6 29,3 29,5
(%) 44,6 41,2 38,2 35,7 35,8
(%) 19,9 22,7 25,4 28,3 28,9
(%) 24,6 18,4 12,8 7,4 6,9
Tabela 5.13: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de –
H25 – 7500 rpm.
(-) 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 27,3 29,3 31,3 32,9 32,6
(%) 1,9 2,1 2,3 2,4 2,3
(%) 26,4 27,5 28,5 29,3 29,4
(%) 44,3 41,1 37,9 35,4 35,6
(%) 20,0 22,7 25,4 28,4 28,9
(%) 24,3 18,4 12,5 7,0 6,8
103
Tabela 5.14: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de –
H50 – 7500 rpm.
(-) 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 27,6 29,6 31,4 33,2 32,7
(%) 2,0 2,1 2,3 2,4 2,3
(%) 26,4 27,5 28,4 29,2 29,2
(%) 44,0 40,8 37,9 35,1 35,8
(%) 20,2 22,8 25,6 28,5 28,8
(%) 23,8 18,0 12,3 6,7 6,9
Tabela 5.15: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H75 – 7500 rpm.
(-) 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 28,0 29,9 31,7 33,5 32,9
(%) 2,0 2,1 2,3 2,4 2,4
(%) 26,3 27,4 28,3 29,2 29,1
(%) 43,7 40,5 37,6 34,9 35,7
(%) 20,4 23,0 25,8 28,6 28,8
(%) 23,3 17,5 11,9 6,3 6,9
Tabela 5.16: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H100 – 7500 rpm.
(-) 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 28,3 30,3 32,1 33,7 33,0
(%) 2,0 2,2 2,3 2,4 2,4
(%) 26,2 27,3 28,2 29,0 28,9
(%) 43,6 40,2 37,3 34,8 35,7
(%) 20,7 23,3 26,0 28,7 28,8
(%) 22,8 16,9 11,3 6,1 7,0
Nas Figs. 5.49-5.56 são apresentados os valores das eficiências exergéticas
para diferentes valores de fator de excesso de ar e diferentes misturas. Pode ser
observado que a eficiência exergética de compressão se mantém praticamente
104
constante com o aumento do , diferentemente da eficiência exergética de combustão
que apresenta um aumento significativo. Para a eficiência de expansão se
obtém efeito contrário de . A eficiência exergética da fase fechada aumenta com
o incremento de até o valor ótimo de de 1,05.
Como as eficiências dos processos que compõem a fase aberta do ciclo não
apresentam variação significativa com a variação de , a eficiência exergética global
apresenta o mesmo comportamento de , alcançando valor máximo no valor de
igual a 1,05, para em seguida começar a decrescer, seguindo mesma tendência
observada por LIOR e RUDY (1988).
Figura 5.49 – Eficiência exergética do processo
de compressão (%) versus fator de excesso
de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.50 – Eficiência exergética do processo
de combustão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.51 – Eficiência exergética do processo
de expansão (%) versus fator de excesso
de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.52 – Eficiência exergética da fase
fechada do ciclo (%) versus fator de excesso
de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
105
Figura 5.53 – Eficiência exergética do processo
de admissão (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.54 – Eficiência exergética do processo
de escape (%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.55 – Eficiência exergética da fase
aberta do ciclo (%) versus fator de excesso
de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.56 – Eficiência exergética global
(%) versus fator de excesso de ar para H0, H25, H50, H75, H100.
106
5.4.2 Variação do ponto de ignição
Nesta subseção serão avaliados os impactos nos termos do balanço de exergia
e eficiências exergéticas após as mudanças nos valores do ponto de ignição do motor,
ponto onde é liberada a centelha, desde valores mais adiantados até valores mais
atrasados em relação ao ponto de ignição de 29 graus AMPS (valor adotado na
configuração original do motor). Nas Figs. 5.57-5.62 são apresentadas os termos do
balanço de exergia para diferentes valores de ponto de ignição .
A Fig. 5.57 apresenta as curvas de exergia total para diferentes valores do
ponto de ignição, pode-se observar que são encontrados valores mais elevados de
exergia total à medida que se diminui o valor de , devido ao atraso em que ocorre o
decréscimo da exergia química com início do processo de combustão como pode ser
visualizado no gráfico de exergia química (Fig. 5.59).
Na Fig. 5.58 pode ser observado que são obtidos maiores valores de exergia
termomecânica conforme se aumenta o valor de , e também pode ser visualizado o
deslocamento dos valores máximos de exergia termomecânica para a direita do PMS
de acordo com a diminuição dos valores de .
Figura 5.57 – Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
107
Figura 5.58 – Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.59 – Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
108
A Fig. 5.60 a seguir apresenta as curvas de trabalho líquido para diferentes
valores do ponto de ignição, pode ser visualizado claramente que são obtidos valores
mais elevados do trabalho líquido realizado pelo ciclo à medida que se aumenta o
valor de .
Figura 5.60 – Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
Nas Figs. 5.61 e 5.62 pode-se observar que, o aumento do valor do ponto de
ignição proporciona um aumento da exergia transferida via calor, como também, um
aumento nos valores de destruição de exergia, o que indicaria em princípio uma
diminuição nos valores de eficiência exergética global (Fig. 5.70). Entretanto, devido
aos menores valores de exergia termomecânica dos gases de exaustão e devido aos
maiores valores de trabalho líquido do ciclo, se obtém um aumento no valor da
eficiência exergética global quando se aumenta o ponto de ignição .
109
Figura 5.61 – Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.62 – Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
110
Nas Tabs. 5.17-5.21 são apresentados os valores dos termos do balanço
exergético percentual para os diferentes valores de ponto de ignição e para
diferentes misturas de gasolina e etanol. Pode ser observado que o aumento no valor
de proporciona um aumento da exergia transferida via calor, da exergia destruída e
um aumento do trabalho líquido realizado, confirmando tendência encontrada na
literatura (RAKOPOULOS, 1993, RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006). A exergia dos
gases de exaustão diminui com o incremento de . É importante notar que, a parcela
que corresponde a exergia química dos gases de exaustão , diminui com o
aumento de , indicando menor concentração de combustível não queimado e menor
concentração de gases resultantes da queima incompleta, resultado de uma queima
mais eficiente quando se incrementa no motor de motocicleta em 7500 rpm.
Também pode ser observado nas Tabs. 5.17-5.21 que, o aumento no teor de
etanol na mistura proporciona o aumento na exergia convertida em trabalho líquido,
juntamente com a redução nos valores de exergia dos gases de exaustão e redução
na parcela da exergia de entrada que é destruída.
Tabela 5.17: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) – H0 – 7500 rpm.
(grau APMS) 23 26 29 32 35
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 29,3 30,2 31,0 31,6 31,8
(%) 2,0 2,1 2,2 2,4 2,5
(%) 27,8 28,1 28,6 29,1 29,5
(%) 40,9 39,6 38,2 37,0 36,2
(%) 27,3 26,3 25,4 24,6 24,1
(%) 13,6 13,3 12,8 12,3 12,1
Tabela 5.18: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) – H25 – 7500 rpm.
(grau APMS) 23 26 29 32 35
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 29,4 30,5 31,3 31,7 32,0
(%) 2,0 2,1 2,3 2,4 2,6
(%) 27,7 28,1 28,5 29,0 29,5
(%) 40,9 39,3 37,9 36,9 35,9
(%) 27,4 26,4 25,4 24,8 24,2
(%) 13,4 12,8 12,5 12,2 11,7
111
Tabela 5.19: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) – H50 – 7500 rpm.
(grau APMS) 23 26 29 32 35
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 29,8 30,8 31,4 32,0 32,3
(%) 2,0 2,1 2,3 2,4 2,6
(%) 27,6 28,0 28,4 28,9 29,4
(%) 40,6 39,1 37,9 36,7 35,7
(%) 27,5 26,5 25,6 24,9 24,3
(%) 13,1 12,6 12,3 11,8 11,4
Tabela 5.20: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS)– H75 – 7500 rpm.
(grau APMS) 23 26 29 32 35
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,1 31,1 31,7 32,3 32,6
(%) 2,0 2,2 2,3 2,4 2,6
(%) 27,5 27,9 28,3 28,8 29,4
(%) 40,3 38,8 37,6 36,4 35,4
(%) 27,7 26,6 25,8 25,1 24,5
(%) 12,7 12,1 11,9 11,4 10,9
Tabela 5.21: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de (grau APMS) – H100 – 7500 rpm.
(grau APMS) 23 26 29 32 35
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,4 31,5 32,1 32,6 32,9
(%) 2,1 2,2 2,3 2,5 2,6
(%) 27,4 27,9 28,2 28,7 29,3
(%) 40,1 38,5 37,3 36,1 35,2
(%) 28,0 26,9 26,0 25,3 24,8
(%) 12,1 11,6 11,3 10,8 10,4
112
Nas Figs. 5.63-5.70 são apresentados os valores das eficiências exergéticas
para diferentes valores de ponto de ignição e diferentes misturas. Pode ser
observado que o aumento de pouco afeta a eficiência exergética da compressão,
provocando um decréscimo no valor da eficiência exergética de combustão e um
aumento no valor da eficiência exergética da expansão, resultando em uma variação
não significativa da eficiência exergética da fase fechada.
Referente à fase aberta do ciclo, é possível observar nas Figs. 5.67-5.69 que
os valores de eficiência praticamente não sofrem variação com o incremento de . A
eficiência global aumenta com o aumento de (Fig. 5.70), tendo valores mais
elevados à medida que se aumenta o teor de etanol na mistura.
Figura 5.63 – Eficiência exergética do processo
de compressão (%) versus ponto de ignição
(grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.64 – Eficiência exergética do processo
de combustão (%) versus ponto de ignição
(grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.65 – Eficiência exergética do processo
de expansão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.66 – Eficiência exergética da fase
fechada do ciclo (%) versus ponto de ignição
(grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
113
Figura 5.67 – Eficiência exergética do processo
de admissão (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.68 – Eficiência exergética do processo
de escape (%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.69 – Eficiência exergética da fase
aberta do ciclo (%) versus ponto de ignição
(grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.70 – Eficiência exergética global
(%) versus ponto de ignição (grau APMS) para H0, H25, H50, H75, H100.
114
5.4.3 Variação da relação de compressão
Vale atentar ao fato que a relação de compressão do motor é um parâmetro
definido durante a etapa de projeto de um MCI, de acordo com o combustível a ser
utilizado, sendo que em motores com tecnologia flex, caso da motocicleta deste
estudo, é sempre adotado um valor da que privilegia uma determinada proporção de
mistura de gasolina e etanol em detrimento a outras proporções. A definição do valor
de tem como fator limitante a octanagem do combustível a ser utilizado, que nada
mais é do que a resistência à autoignição do combustível quando comprido.
Nesta subseção serão avaliados os impactos nos termos do balanço de exergia
e eficiências exergéticas após as mudanças nos valores de relação de compressão do
motor, desde valores menores que a relação de compressão original ( ) até
valores mais elevados. Nas Figs. 5.71-5.76 são apresentadas os termos do balanço de
exergia para diferentes valores da relação de compressão .
A Fig. 5.71 apresenta as curvas de exergia total com diferentes valores de
relação de compressão do motor, pode-se observar que, o aumento no valor de
provoca um aumento no valor de exergia total máxima e uma diminuição nos valores
de exergia total dos gases de exaustão.
Figura 5.71 – Exergia total (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
115
A Fig. 5.72 apresenta as curvas de exergia termomecânica para diferentes
valores de , onde se observa que com o aumento do valor de obtêm-se valores de
exergia termomecânica máxima mais elevada, ocasionando um aumento também nos
valores de exergia termomecânica dos gases de exaustão.
Figura 5.72 – Exergia termomecânica (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
Na Fig. 5.73 pode ser observada que a mudança nos valores de não
proporcionou grandes variações nos valores da exergia química da mistura, tendo
valores ligeiramente mais elevados nos gases de exaustão para valores mais elevados
de . A Fig. 5.74 apresenta o trabalho líquido para diferentes valores de , pode ser
verificado que, apesar do aumento do trabalho de compressão com o aumento no
valor de , evidenciado no PMS, resultados de trabalho líquido maiores são obtidos ao
término do ciclo quando se aumenta o valor de .
A Fig. 5.75 apresenta as curvas de exergia transferida via calor para diferentes
valores de relação de compressão do motor, onde pode ser observado que o aumento
de ocasiona o aumento da exergia transferida via calor ao término do ciclo, devido
às temperaturas mais elevadas obtidas com o aumento de .
116
Figura 5.73 – Exergia química (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.74 – Trabalho líquido (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
117
Figura 5.75 – Exergia transferida via calor (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para
diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
Figura 5.76 – Exergia destruída (J) versus ângulo do virabrequim (grau) para diferentes
valores de (-) – H0 – 7500 rpm.
118
Na Fig. 5.76 podem ser visualizadas as curvas de exergia destruída para vários
valores de relação de compressão, pode-se observar que à medida que se aumento o
valor de obtém-se uma diminuição nos valores de destruição de exergia.
Nas Tabs. 5.22-5.26 são apresentados os valores dos termos do balanço
exergético percentual para os diferentes valores de e para diferentes misturas. Pode
ser observado que, o aumento no valor de ocasiona o aumento do trabalho líquido
realizado e o aumento da exergia transferida via calor, enquanto que a exergia dos
gases de exaustão é diminuída, sendo observadas mesmas tendências na literatura
(RAKOPOULOS, 1993, RAKOPOULOS e GIAKOUMIS, 2006). A parcela da exergia
de entrada que é destruída durante a fase fechada do ciclo apresenta pouca variação
com o acréscimo de .
Pode ser observado também nas Tabs. 5.22-5.26 que, o aumento no teor de
etanol na mistura, como nos demais casos vistos nas Seções 5.4.1 e 5.4.2,
proporciona um aumento na parcela da exergia de entrada que é convertida em
trabalho líquido.
Tabela 5.22: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H0 – 7500 rpm.
(-) 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,1 30,6 31,0 31,3 31,7
(%) 2,2 2,2 2,2 2,3 2,3
(%) 28,5 28,6 28,6 28,6 28,6
(%) 39,2 38,7 38,2 37,8 37,4
(%) 26,6 26,0 25,4 24,8 24,3
(%) 12,6 12,7 12,8 13,0 13,1
Tabela 5.23: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H25 – 7500 rpm.
(-) 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,4 30,9 31,3 31,7 32,0
(%) 2,2 2,2 2,3 2,3 2,3
(%) 28,5 28,5 28,5 28,6 28,6
(%) 38,9 38,4 37,9 37,5 37,1
(%) 26,7 26,1 25,4 24,9 24,4
(%) 12,2 12,3 12,5 12,5 12,7
119
Tabela 5.24: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H50 – 7500 rpm.
(-) 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,7 31,2 31,4 31,8 32,1
(%) 2,2 2,3 2,3 2,3 2,3
(%) 28,4 28,5 28,4 28,4 28,4
(%) 38,7 38,1 37,9 37,5 37,1
(%) 26,9 26,2 25,6 25,0 24,5
(%) 11,8 11,9 12,3 12,4 12,6
Tabela 5.25: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H75 – 7500 rpm.
(-) 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 30,9 31,3 31,7 32,1 32,5
(%) 2,2 2,3 2,3 2,3 2,4
(%) 28,3 28,3 28,3 28,4 28,4
(%) 38,7 38,1 37,6 37,2 36,8
(%) 27,1 26,4 25,8 25,2 24,7
(%) 11,6 11,7 11,9 12,0 12,1
Tabela 5.26: Balanço exergético percentual da fase fechada (%) para diferentes valores de – H100 – 7500 rpm.
(-) 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5
(%) 100,0 100,0 100,0 100,0 100,0
(%) 31,2 31,7 32,1 32,5 32,8
(%) 2,2 2,3 2,3 2,4 2,4
(%) 28,2 28,2 28,2 28,3 28,3
(%) 38,4 37,8 37,3 36,9 36,5
(%) 27,4 26,7 26,0 25,4 24,9
(%) 11,0 11,2 11,3 11,5 11,6
120
Nas Figs. 5.77-5.84 são apresentados os valores das eficiências exergéticas
para diferentes valores de e diferentes misturas. O aumento de pouco afeta a
eficiência exergética da compressão. O motivo pelo qual o valor de pouco varia
com o incremento de consiste que, o aumento da exergia total é obtido com o
aumento de durante o processo de compressão, entretanto, maior quantidade de
trabalho de compressão é requerido para tal.
A eficiência do processo de combustão aumenta com o acréscimo de ,
enquanto a eficiência exergética de expansão apresenta variação pouco
acentuada, resultando em um aumento da eficiência exergética da fase fechada para
valores maiores de .
Referente à fase aberta do ciclo, são observadas poucas variações nos valores
de eficiência exergética dos processos de admissão, compressão e expansão. A
eficiência exergética global aumenta com o aumento de , confirmando dados da
literatura (LIOR e RUDY, 1988, GALLO e MILANEZ, 1992, RAKOPOULOS e
GIAKOUMIS, 2006). Também pode ser visualizado que a eficiência exergética global
aumenta com o aumento no teor de etanol na mistura, como pode ser visualizado
na Fig. 5.84, confirmando resultados encontrados por GALLO e MILANEZ (1992).
Figura 5.77 – Eficiência exergética do processo
de compressão (%) versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.78 – Eficiência exergética do processo
de combustão (%) versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
121
Figura 5.79 – Eficiência exergética do processo
de expansão (%) versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.80 – Eficiência exergética da fase
fechada do ciclo (%) versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.81 – Eficiência exergética do processo
de admissão (%) versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.82 – Eficiência exergética do processo
de escape (%) versus razão de compressão
para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.83 – Eficiência exergética da fase
aberta (%) do ciclo versus razão de
compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
Figura 5.84 – Eficiência exergética global
(%) versus razão de compressão para H0, H25, H50, H75, H100.
122
6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES
Neste capítulo são apresentadas as conclusões obtidas após análise dos
resultados apresentados e discutidos no Cap. 5, referentes à simulação e análise
exergética do motor de motocicleta com diferentes misturas de gasolina e etanol.
Também são apresentadas neste capítulo algumas sugestões e recomendações para
trabalhos futuros.
Neste estudo, foi utilizado o programa AVL Boost® para a simulação do motor
de motocicleta com diferentes misturas de gasolina e etanol, entretanto, o simulador
de motores não fornece como dados de saída os valores de exergia e eficiências
exergéticas, tendo a modelagem das equações regidas pela a primeira lei da
termodinâmica. Com o intuito de comparar o funcionamento do motor com diferentes
combustíveis e parâmetros de operação sob a ótica da segunda lei, foi proposta uma
nova metodologia neste trabalho, sendo elaborado um código na plataforma Wolfram
Mathematica®, onde foram implementados os cálculos requeridos para a análise
exergética do motor. Vale ressaltar, foi realizado neste estudo análise exergética na
linha dos trabalhos de GALLO e MILANEZ (1992) e RAKOPOULOS e GIAKOUMIS
(2006), que implementam os cálculos de exergia em função do ângulo do virabrequim,
podendo ser avaliada desta forma a contribuição de cada processo nos termos do
balanço de exergia, e identificado os pontos onde ocorrem maior destruição de
exergia.
Como resultados da análise exergética para o motor de motocicleta em sua
configuração original, foi encontrado que o aumento do teor de etanol na mistura
proporciona o aumento da eficiência exergética global em todas as rotações do motor,
a redução nos valores de exergia destruída e a redução no valor de exergia química
dos gases de exaustão, indicando menor impacto ambiental para misturas ricas em
etanol. Também foi observado que, em relação à exergia que entra com a mistura
ar/combustível, a parcela que é destruída e a parcela que é transferida via calor
diminuem com o aumento da rotação do motor. A eficiência exergética global também
diminui com o aumento da rotação, devido principalmente ao aumento da exergia dos
gases de escape. Em rotações bastante elevadas do motor de motocicleta ocorreram
quedas acentuadas nos valores máximos de exergia dentro do cilindro, por causa da
queda da eficiência volumétrica do motor e do aumento no valor da duração de
combustão.
123
Foram variados três parâmetros principais no motor de motocicleta para a
análise exergética, o fator de excesso de ar, o ponto de ignição e a relação de
compressão do motor.
Foi verificado que a variação do fator de excesso de ar afeta bastante o valor
da exergia total e, por conseguinte, a exergia química dos gases de escape, pois
altera a quantidade de combustível que entra na mistura ar/combustível. O aumento
no fator de excesso de ar proporciona uma redução na quantidade de exergia
destruída. A eficiência exergética global aumenta com o aumento do fator de excesso
de ar até misturas um pouco empobrecidas, pois a partir de um determinado valor do
fator de excesso de ar é observada a queda no valor de eficiência, devido a pouca
quantidade de combustível na mistura.
Referente à variação do ponto de ignição, foi verificado que o adiantamento do
avanço de ignição proporciona o aumento no valor de exergia destruída, exergia
transferida via calor e o aumento no trabalho líquido realizado pelo ciclo. Foi
observada também uma redução no valor de exergia dos gases de exaustão com o
adiantamento do ponto de ignição. A eficiência exergética global aumenta com o
adiantamento do avanço de ignição.
Em relação à modificação do valor da relação de compressão do motor, foi
observado que conforme se aumenta o valor da relação de compressão do motor se
obtém um aumento da exergia destruída, da exergia transferida via calor e uma
diminuição nos valores de exergia total dos gases de exaustão, como também, um
aumento no valor do trabalho líquido ao término do ciclo, apesar do maior trabalho de
compressão requerido. O aumento da eficiência exergética global foi obtido com o
aumento da relação de compressão. Vale destacar que, com os valores simulados de
razão de compressão, obteve-se variação nos valores de exergia total menos
significativa em relação à variação obtida com os valores de ponto de ignição e fator
de excesso de ar.
Para todos os casos simulados, com o motor nas suas configurações originais,
e após a variação dos parâmetros, foi observado um aumento da eficiência exergética
global à medida que se aumentava o teor de etanol na mistura, demonstrando que
misturas com altas concentrações de etanol se mostram uma boa escolha para
motores de motocicleta de baixa cilindrada e alta rotação.
Em trabalhos futuros se sugere que sejam realizados experimentos para a
obtenção de dados referentes à combustão em motores de motocicleta, de forma que
as simulações computacionais se tornem mais próximas ao que acontece na prática.
Sugere-se o levantamento de dados como a duração e o início da combustão, curvas
de pressão e temperatura versus ângulo do virabrequim e concentração dos gases de
124
exaustão, para diferentes combustíveis utilizados, em motor de motocicleta de baixa
cilindrada e alta rotação.
Também se sugere que sejam feitas simulações e análise exergética e
termoeconômica de motores de motocicleta com etanol e outros combustíveis
alternativos. Como também, que sejam implementados modelos de otimização que
tenham como função objetivo o valor da eficiência exergética global ou o valor de
exergia química dos gases de exaustão, através do ajuste nos valores de razão de
compressão, avanço de ignição e fator de excesso de ar para cada combustível ou
mistura de combustíveis considerados no estudo.
125
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