EngMecanica_QueirozJM_1

PONTIFÍCIA UNIVERSIDADE CATÓLICA DE MINAS GERAIS

Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica

INFLUÊNCIA DE UM RESSONADOR DE VOLUME VARIÁVEL

NA VAZÃO MÁSSICA EM UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA

JAQUELINE MENDES QUEIROZ

BELO HORIZONTE 2011

Jaqueline Mendes Queiroz

INFLUÊNCIA DE UM RESSONADOR DE VOLUME VARIÁVEL

NA VAZÃO MÁSSICA EM UM MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA

Dissertação apresentada ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da PUC Minas como parte dos requisitos para obtenção do título de MESTRE EM ENGENHARIA MECÂNICA.

ORIENTADOR: Prof. Sérgio de Morais Hanriot, D. Sc.

Belo Horizonte 2011

FICHA CATALOGRÁFICA Elaborada pela Biblioteca da Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais

Queiroz, Jaqueline Mendes Q3i Influência de um ressonador de volume variável na vazão mássica em um

motor de combustão interna / Jaqueline Mendes Queiroz. Belo Horizonte, 2011. 105f. : Il. Orientador: Sérgio de Morais Hanriot Dissertação (Mestrado) – Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica.

1. Motores de combustão interna. 2. Ressonadores. 3. Controle eletrônico.

I. Hanriot, Sérgio de Morais. II. Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.

CDU: 621.43

Este trabalho é dedicado aos meus pais,

Geraldo e Orminda, ao meu irmão e minha

cunhada, Jardel e Séphora, ao meu noivo,

Elton, a todos os meus amigos e a Deus.

Agradeço a todos pelo apoio e

compreensão.

AGRADECIMENTOS

Muitos foram os que contribuíram para que este trabalho chegasse ao seu final, agradeço em

especial:

ao orientador prof. Dr. Sérgio de Morais Hanriot;

ao prof. Atteníster Tarcísio Rêgo;

à Puc Minas, instituição responsável pelo programa de pós-graduação;

aos amigos do laboratório banco de fluxo da Puc Minas;

aos amigos do CETEC;

aos técnicos da Puc Minas Pedro e o Carlos pelo auxílio na parte experimental;

a CAPES, pela bolsa de estudos;

à Servo Automação, por toda sua colaboração;

aos meus colegas de trabalho da Servo Automação por todo o auxílio e apoio nos meus testes

experimentais;

ao Robson Almeida e ao Umberto Antônio;

ao Cláudio Sá de Oliveira;

ao meu grande amigo José Rubens por todo seu empenho e ajuda.

à todos que me ajudaram de alguma forma, meus sinceros agradecimentos.

RESUMO

Nos motores de combustão interna, os condutos de admissão têm a função de conduzir o ar

atmosférico para os cilindros e distribuir uniformemente o fluxo de massa de ar entre eles.

Um dos instrumentos visando aproveitar a influência dessas ondas são os ressonadores de

Helmholtz, que atuam como elementos absorvedores e refletores. No presente trabalho foi

construído um ressonador de Helmholtz, cujo volume interno foi variado e controlado

automaticamente em função das velocidades de rotação do eixo comando de válvulas e do

sistema. Os dados experimentais foram obtidos em um coletor ligado a um cabeçote de um

motor de 1000 cilindradas cúbicas, com somente uma válvula de admissão operante em um

dos cilindros. Esse sistema foi conectado a um banco de fluxo, que simula, em condição não

estacionária, a admissão do ar através do conduto de tubo reto e do cabeçote do motor. O

ressonador foi inserido em posições diferentes do conduto de admissão. Os resultados

indicaram que a variação adequada do volume do ressonador aumenta a vazão mássica de ar

admitida em uma ampla faixa de rotações.

PALAVRAS CHAVES: motores de combustão interna, condutos de admissão, ressonadores

de Helmholtz, controle eletrônico.

ABSTRACT

Internal combustion engines intake manifolds have the function of conducting the

atmospheric air to the cylinders and equally distributing the air mass flow between them. A

device that can be used to explore the influence of these waves are Helmholtz resonators,

which act as wave absorbers and reflectors. In the present work a Helmholtz resonator was

built which volume is variable and automatically controlled depending on the engine speed,

resulting in improved volumetric efficiency in a engine speed range. The experimental data

were obtained from a intake pipe connected to a 1000 cc cubic engine, with only one intake

valve operating in one of the cylinders. This system was connected to a flow bench, which

simulates in a under transient condition, the intake air flow through the straight duct tube and

cylinder head. The resonator was inserted in different positions of the intake manifold. The

results indicated that the appropriate variation in the resonator volume increases the mass flow

of air admitted in a engine speed range.

KEY WORD : internal combustion engine, intake manifolds, Helmholtz resonator, electronic

control.

LISTA DE ILUSTRAÇÕES

Figura 1 – Coletor de admissão ...................................................................................17

Figura 2 – Veículo utilizando ressonador de Helmholtz .............................................22

Figura 3 – Conduto de admissão com ressonador .......................................................23

Figura 4 – Posição 92-Pressão versus ângulo do virabrequim para 1780 rpm............24



Figura 7 – Esquema da bancada ..................................................................................25

Figura 8 – Comportamento da vazão sem e o com o ressonador no conduto .............26

Figura 9 – Ressonador de volume variável instalado em um conduto ........................27

Figura 10 – Resposta do ressonador de volume variável instalado em um conduto ...27

Figura 11 – Pico de eficiência volumétrica no coletor ................................................28

Figura 12 – Esquema do ressonador instalado em um conduto...................................29

Figura 13 – Ressonador de palheta..............................................................................29

Figura 14 – Influência da geometria e do diâmetro da seção reta ...............................30

Figura 15 – Influência do comprimento do conduto no rendimento do motor............31

Figura 16 – Onda de pressão ao longo do conduto de admissão.................................33

Figura 17 – Esquema de um pulso original e refletido................................................34

Figura 18 – Abertura e fechamento da válvula de admissão.......................................35

Figura 19 – Ressonador de Helmholtz ........................................................................36

Figura 20 – Razão amplitude em função da frequência de resposta do ressonador ....37

Figura 21 – Ressonador de Helmholtz com pescoço estendido ..................................39

Figura 22 – Ressonador de Helmholtz e um sistema massa mola...............................40

Figura 23 – Analogia do ressonador com sistema massa-mola...................................41

Figura 24 – Analogia entre circuitos acústicos, mecânicos e elétricos........................42

Figura 25 – Analogia do ressonador: circuitos acústicos, mecânicos e elétricos ........43

Figura 26 – Modelo massa-mola de um cilindro do motor de combustão ..................43

Figura 27 – Impedâncias do ressonador e conduto......................................................44

Figura 28 – Tubo Aberto Aberto e Fechado Aberto....................................................44

Figura 29 – Impedâncias em paralelo do sistema........................................................45

Figura 30 – Analogia entre circuitos acústicos, mecânicos e elétricos........................46

Figura 31 – Ilustração de um servo-motor com driver de controle .............................51

Figura 32 – Diagrama de blocos de um servo-motor ..................................................52

Figura 33 – PLC – Princípio de funcionamento ..........................................................54

Figura 34 – Modelo de ressonador de pistão...............................................................56

Figura 35 – Modelo de ressonador de palheta.............................................................57

Figura 36 – Ressonador de Helmholtz construído.......................................................58

Figura 37 – Comprimento da cavidade versus freqüência de ressonância ..................60

Figura 38 – Área do pescoço versus freqüência de ressonância..................................61

Figura 39 – Sistema de controle ..................................................................................62

Figura 40 – Ressonador de volume variável com servo motor ...................................64

Figura 41 – Sistema de controle do ressonador...........................................................64

Figura 42 – Foto do Banco de Fluxo da PUC-MG......................................................65

Figura 43 – Esquema do Banco de Fluxo da PUC-MG...............................................66

Figura 44 – Colunas para medição de pressão estática ...............................................67

Figura 45 – Esquema do conjunto de teste ..................................................................69

Figura 46 – Montagem do sistema em um único cilindro ...........................................69

Figura 47 – Conduto sem o ressonador .......................................................................70

Figura 48 – Conduto com o ressonador na posição “1” ..............................................71

Figura 49 – Montagem do sistema com o ressonador de Helmholtz – Posição 1 .......71

Figura 50 – Conduto com o ressonador na posição “2” ..............................................72

Figura 51 – Montagem do sistema com o ressonador de Helmholtz – Posição 2 .......72

Figura 52 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 1 e 3 metros ..........................74

Figura 53 – Pressão versus Tempo – Tubo de 3 metros sem ressonador – Posição 1.75

Figura 54 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 1 metro – Posição 1 ..............76

Figura 55 – Pressão versus Tempo – Tubo de 1 metro – Posição 1 – 2200 rpm.........77

Figura 56 – Amplitude de Pressão – Tubo de 1 metro – Posição 1 – 2200 rpm .........78

Figura 57 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 3 metros – Posição 1.............79

Figura 58 – Pressão versus Tempo – Ressonador variável– Posição 1 – 1600rpm.....80

Figura 59 – Amplitude de Pressão – Ressonador variável – Posição 1 – 1600rpm ....81

Figura 60 – Pressão versus Tempo–Tubo 3m–Pos.1–1600rpm–Vol.1L e variável ....82

Figura 61 – Amplitude de Pressão–Tubo 3m–Pos.1–1600rpm–Vol.1L e variável.....83

Figura 62 – Fator de qualidade Q – Volume 1L – Posição 1 ......................................83

Figura 63 – Vazão Mássica – Posição 1 e Posição 2...................................................84

Figura 64 – Vazão Mássica - Ressonador variável com a freqüência do sistema .......86

Figura 65 – Amplitude de Pressão-Ressonador variável – 1600 rpm .........................87

Figura 66 – Fator de qualidade Q – Volume variável com a freqüência do sistema...88

Figura 67 – Tela do software de programação do PLC...............................................97

Figura 68 – Malha de controle do servo motor ...........................................................98

Figura 69 – Parâmetros do servo motor.......................................................................98

Figura 70 – Tela de controle do processo....................................................................99

Figura 71 – Tela de controle do processo..................................................................102

LISTA DE QUADROS E TABELAS

Quadro 1 – Características construtivas de um ressonador de pistão ...........................56

Quadro 2 – Características construtivas de um ressonador de pistão ...........................57

Quadro 3 – Características construtivas do ressonador ................................................58

Quadro 4 – Medições realizadas no banco de fluxo .....................................................73

Tabela 1 – Vazão Mássica Média.................................................................................85

Tabela 2 – Relação entre a Rotação, a Freq. Válvula, a Freq. Sistema e o Volume.....86

Tabela 3 – Medições realizadas..................................................................................100

Tabela 4 – Cálculo das incertezas das medições realizadas no banco de fluxo..........101

NOMENCLATURA

A/D Analógico/Digital

Ap Área da seção reta do pescoço do ressonador [m2]

At Área do tubo [m2]

c Velocidade do som [m/s]

Car Capacitância do ressonador [m4s2/kg]

PLC Controlador lógico programável

D/A Digital/Analógico

f Freqüência [Hz]

fsis Freqüência do sistema

Fc Área da seção transversal do cilindro [m2]

Fp Área da seção transversal do comprimento do tubo [m2]

IPME Pressão Média Efetiva Indicada

j 1− número complexo

k Fator de efeito de inércia (adimensional)

L Comprimento do tubo de admissão [m]

L1 Comprimento do tubo fechado aberto [m]

L2 Comprimento do tubo aberto aberto [m]

lt Comprimento do tubo [m]

lp Comprimento do pescoço do ressonador [m]

� Vazão mássica [kg/s]

Mr Inércia do pescoço [kg/m4]

n Rotação do motor [rpm]

N Rotação do motor [rev/s]

ηv Rendimento volumétrico

ρ Densidade [kg/m3]

Pb Amplitude de pressão no interior do ressonador

Pi Amplitude de pressão incidente

PMI Ponto morto inferior

PMS Ponto morto superior

PWM Modulado por largura de pulso

q Parâmetro de freqüência (adimensional)

Q Fator de qualidade (adimensional)

Rar Resistência acústica do ressonador [kg/m4s]

RLC Resistivo, indutivo, capacitivo

Rt Raio do tubo [m]

t Tempo [s]

V Volume [m3]

VVT Variador do tempo de válvula

∆x Comprimento do tubo [m]

w Freqüência angular [rad/s]

wn Freqüência natural [rad/s]

wr Freqüência de ressonância [rad/s]

Zar Impedância acústico do ressonador [kg/m4s]

ZL1 Impedância do tubo fechado aberto [kg/m4s]

ZL2 Impedância do tubo aberto aberto [kg/m4s]

Zsistema Impedância do sistema

SUMÁRIO

1 – INTRODUÇÃO ................................................................................................................14

1.1 Aspectos Gerais.................................................................................................................14

1.2 Relevância do Trabalho ...................................................................................................15

1.3 Objetivos............................................................................................................................15

1.3.1 Objetivos Específicos ......................................................................................................16

1.4 Escopo do Trabalho..........................................................................................................16

2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ........................................................................................17

2.1 Introdução .........................................................................................................................17

2.2 Estado da Arte ..................................................................................................................18

2.3 Aplicações com Ressonador de Helmholtz .....................................................................22

2.4 Sistemas de Controle ........................................................................................................28

3 – FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA...................................................................................30

3.1 Condutos de admissão......................................................................................................30

3.2 Ressonador de Helmholtz ................................................................................................36

3.2.1 Introdução.......................................................................................................................36

3.2.2 Modelagem do Ressonador de Helmholtz......................................................................39

3.3 Determinação da freqüência natural do sistema ...........................................................44

3.4 Servo-Motor ......................................................................................................................50

3.5 Controlador Lógico Programável ...................................................................................52

4 – METODOLOGIA.............................................................................................................55

4.1 Introdução .........................................................................................................................55

4.2 Desenvolvimento do ressonador de volume variável.....................................................55

4.2.1 Desenvolvimento do sistema mecânico do ressonador..................................................57

4.2.2 Metodologia para o controle automático do ressonador de volume variável...............61

4.3 Metodologia dos testes em Banco de Fluxo ....................................................................65

4.3.1 Banco de Fluxo...............................................................................................................65

4.3.2 Procedimentos para realização dos testes em Banco de Fluxo ....................................66

4.3.3 Montagem do sistema .....................................................................................................68

5 – RESULTADOS E ANÁLISES ........................................................................................74

5.1 Introdução .........................................................................................................................74

5.2 Resultados do comportamento da vazão mássica e da pressão no conduto sem o ressonador ........................................................................................................................74

5.3 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto de 1 metro com o ressonador .............................................................................................................76

5.4 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto de 3 metros com o ressonador .............................................................................................................78

5.5 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto com a variação de posição do ressonador no conduto.............................................................84

5.6 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto com o ressonador variável em função da freqüência do sistema ...........................................85

6 – CONCLUSÕES.................................................................................................................89

6.1 Sugestões para trabalhos futuros ....................................................................................90

REFERÊNCIAS ....................................................................................................................92

APÊNDICE A – Telas de Programação do Sistema de Controle.......................................97

APÊNDICE B – Análise de Incerteza de Medição ............................................................100

ANEXO A – Calibração do Medidor de vazão ..................................................................103

14

1 – INTRODUÇÃO

1.1 Aspectos Gerais

A indústria automotiva realiza estudos voltados para a área de motores de combustão

interna. Existe a necessidade de investimentos que permitam o aperfeiçoamento desses

motores, devido à demanda cada vez maior por motores mais econômicos, mais eficientes e

que emitam menos poluentes. Atualmente, diversas propostas alternativas de melhoria do

desempenho dos motores visando melhorar o seu rendimento volumétrico estão em estudos,

em especial através de dispositivos tais como turbocompressores, sobre-alimentadores,

coletores variáveis, ressonadores, novas estratégias de injeção direta de combustível, entre

outras, na tentativa de atingir maior flexibilidade em regimes de cargas intermediárias

(RODRÍGUEZ; VALLE; HANRIOT, 2006).

A maioria dos motores usados em aplicações de automóveis são naturalmente

aspirados e operam em um ciclo de quatro tempos (WINTERBONE; PEARSON, 1999). Uma

das formas de aumentar o desempenho dos motores é através de modificações nos condutos

de admissão e no comando de válvulas. Muitos conceitos estão sendo testados nos condutos

de admissão e no comando de válvulas para melhoria do enchimento do cilindro. Entretanto,

atualmente há a necessidade de estudos no que diz respeito aos dispositivos eletrônicos e

mecânicos dos veículos que permitam a variação da eficiência volumétrica através da

modificação dos condutos de admissão. Os condutos possuem uma geometria complexa

devido ao espaço disponível no interior do sistema de propulsão. Essa geometria influencia a

quantidade de ar que entra no cilindro, que, por sua vez, também é prejudicada pelas

interferências das flutuações de pressões geradas nos pistões e válvulas. Em conseqüência

disto, a eficiência volumétrica no cilindro atinge valores menores que os desejados, o que

afeta diretamente o desempenho do motor.

Os ressonadores de Helmholtz são utilizados na indústria automotiva principalmente

com a finalidade de diminuir o nível de ruído sonoro nos condutos de admissão e exaustão.

Uma conseqüência da inserção de tais dispositivos nos condutos é sua influência na eficiência

volumétrica dos motores. Pereira (2008) e Pinto e Pacheco (2006) realizaram estudos em que

um dos seus objetivos foi a fabricação de um mecanismo de variação e controle do volume do

15

ressonador e a realização de testes nos condutos de admissão. Nesse trabalho foi priorizado o

estudo do aumento da vazão mássica com o uso de ressonadores.

Ao inserir o ressonador no conduto de admissão espera-se que a vazão mássica de ar

que entra nos cilindros aumente em uma ampla faixa de rotação do motor. Uma forma de

melhorar a atuação do ressonador no sistema e, assim, aumentar a vazão mássica de ar

admitida, é variando o seu volume interno dinamicamente em função da rotação do motor.

A escolha do ressonador se fundamenta a partir da continuidade dos trabalhos de

Hanriot (2001), Guimarães (2008) e Pereira (2008), que estudaram a influência dos

ressonadores de Helmholtz nos condutos de admissão. Esses autores, dentre outros tais como

Selamet (2001), Ceviz (2007), Bortoluzzi e Doria (1999) e Souza (2010), concluíram que o

posicionamento do ressonador ao longo do conduto de admissão altera o rendimento

volumétrico. Portanto, o presente trabalho se concentra no estudo de um ressonador que tem

seu volume interno alterado de maneira dinâmica a partir da rotação do motor.

1.2 Relevância do Trabalho

A relevância do trabalho está relacionada com a proposta de construção de um

ressonador que acompanhe a dinâmica do processo de admissão do ar e da rotação do motor.

Para isso a sua forma construtiva permite a variação automática de seu volume interno em

função de duas variáveis através de um sistema de controle: a freqüência do comando de

válvulas ou a freqüência natural do sistema. A variação de volume implica em variar a

freqüência de ressonância do ressonador, que tem por objetivo aumentar a eficiência

volumétrica do motor. Esse aumento de eficiência por sua vez é obtido com a sintonia entre a

freqüência do sistema e a freqüência do ressonador. Espera-se, assim, que o ressonador

dinâmico apresente uma resposta melhor que um ressonador de volume fixo, no aumento da

eficiência volumétrica do motor em uma faixa de rotação. Desta forma, o ressonador poderá

ser mais uma ferramenta a ser utilizada para aplicações em sistemas de admissão.

1.3 Objetivos

O presente trabalho tem como objetivo principal estudar o efeito de um ressonador de

Helmholtz de volume variável na vazão mássica de ar admitida através de um conduto de

admissão. O volume interno será variado e controlado automaticamente em função da

16

velocidade de rotação do motor e da freqüência natural do sistema, obtendo-se desta forma

uma melhoria do rendimento volumétrico em uma maior faixa de rotação.

1.3.1 Objetivos Específicos

a) Desenvolver um ressonador de volume variável com uma geometria que

permita acompanhar a dinâmica do movimento das válvulas de admissão.

b) Projetar e implementar um sistema de controle eletrônico dinâmico para o

ressonador de volume variável.

c) Identificar o comportamento da vazão mássica e da pressão no conduto de

admissão em diversos regimes de rotação do eixo comando de válvulas.

1.4 Escopo do Trabalho

No capítulo 1 são apresentados a introdução, a relevância do trabalho e os objetivos.

No capítulo 2 é apresentada a revisão bibliográfica. No capítulo 3 são apresentados os

fundamentos teóricos sobre os condutos de admissão, os ressonadores de Helmholtz e o

sistema de controle automatizado aplicado neste trabalho. A metodologia é tratada no

capítulo 4, incluído o procedimento e aparato utilizados para a realização do experimento. No

capítulo 5 são apresentados os resultados e discussões. O capítulo 6 apresenta as conclusões e

as sugestões para trabalhos futuros.

17

2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

2.1 Introdução

Neste capítulo é apresentada uma revisão dos conceitos básicos para um melhor

entendimento do assunto estudado.

O sistema de admissão e o movimento das válvulas têm um grande efeito sobre o

desempenho do motor e emissões de ruído e poluentes. O desempenho dos motores de

combustão interna está ligado diretamente ao coletor de aspiração e de exaustão. Se a razão

entre o ar / combustível é mantida constante, a energia disponível no processo de combustão,

que por sua vez é evidenciada como a pressão média efetiva indicada (IPME), está

relacionada com a quantidade de ar que entra nos cilindros (WINTERBONE; PEARSON,

1999). A Figura 1 apresenta um esquema de um sistema de admissão com os seus principais

componentes.

Figura 1 – Coletor de admissão

Fonte: WINTERBONE, 1999

A maioria dos motores utilizados na indústria automotiva são naturalmente aspirados e

operam em quatro ciclos. Esses ciclos permitem ao motor bombear ar para o seu interior e

podem afetar diretamente o projeto dos coletores de admissão e exaustão. Em contrapartida,

para alcançar uma alta potência específica, alguns motores possuem sistemas de admissão

18

com suplementação de pressão de ar acima da pressão ambiente através de turbo

compressores (GUIMARÃES, 2008).

Os motores podem ser utilizados em várias situações e cada uma dessas aplicações

requer diferentes características do motor e diferentes projetos do sistema de admissão e

exaustão. Uma grande parte do ruído gerado pelos veículos e motores é devido às ondas que

se propagam nos condutos de admissão e de exaustão. A geometria do conduto tem um efeito

sobre a freqüência e a amplitude das ondas de pressão. Múltiplos componentes são

freqüentemente projetados para atenuar a amplitude das ondas de pressão e podem ser

projetados para atuar em componentes de freqüência específica.

Os sistemas de admissão e exaustão podem possuir uma geometria diferenciada de

acordo com as suas finalidades, onde pode ser privilegiada no projeto a potência, o

rendimento volumétrico em uma determinada rotação, o consumo de combustível, entre

outros (HANRIOT, 2001). A eficiência dos motores de combustão interna depende

largamente do aproveitamento dos efeitos inerciais e pulsantes que ocorrem nos condutos de

admissão e exaustão. A otimização das condições de trabalho dos motores de combustão

interna passa necessariamente por uma análise profunda das diversas variáveis envolvidas no

processo.

2.2 Estado da Arte

Existem vários estudos no que se diz respeito à eficiência volumétrica dos motores de

combustão interna. Algumas dão foco no sistema de admissão, outras nas válvulas de

admissão, no sistema de acionamento do trem de válvulas, no controle de fases das válvulas e

outras no sistema de exaustão (PEREIRA, 2008). Em meados da década de 1970, começaram

a surgir vários estudos a fim de analisar e desenvolver estratégias de melhorias para os

sistemas envolvendo tanto a redução do nível de ruído quanto à indução de uma maior

quantidade de fluxo de massa de ar (PANTON; MILLER, 1975, BRADS, 1979, BENSON,

1982, 1986). Os primeiros trabalhos sobre o sistema de indução de motores se concentraram,

principalmente, na melhoria da eficiência volumétrica. Os estudos de atenuação de ruído no

sistema de admissão de motores são relativamente recentes (SELAMET; KOTHAMASU;

NOVAK, 2001).

19

Kostun (1994) mostra que o efeito da localização do ressonador no sistema de

admissão é um dos fatores a serem considerados para a redução do nível de ruído. A

localização é determinada tendo como base pontos anti-nodais dos modos de pressão. A

atenuação máxima é obtida no ponto anti-nodal de pressão, enquanto uma atenuação mínima

é obtida em um ponto nodal.

Doria, Bortoluzzi e Cossalter (1998) buscaram melhorar a eficiência volumétrica de

um único cilindro do motor para uma ampla faixa de freqüências. A solução proposta foi a

adição de um ou mais ressonadores sintonizáveis para o sistema de admissão. As análises

foram realizadas por meio de um modelo e de um código numérico para fluidodinâmica. Os

melhores resultados foram obtidos quando o ressonador é colocado perto do cilindro. Os

resultados também mostraram um aumento na eficiência volumétrica do motor.

Bortoluzzi e Doria (1999) investigaram o processo de consumo de um motor

alternativo, que tem um papel fundamental no desempenho em termos de potência e torque

dos motores. As análises foram obtidas por simulações numéricas, através de um código 3D,

que leva em conta detalhes do movimento do fluido. O objetivo principal foi aproveitar os

fenômenos acústicos na melhoria do rendimento. Os resultados mostraram uma melhora

significativa no desempenho do sistema.

Hanriot (2001) estudou os efeitos pulsantes em coletores de admissão de motores de

combustão interna alternativos, esperando-se obter, a partir dos dados, uma melhor

compreensão destes efeitos que permitisse aos projetistas a otimização de tais dispositivos. O

autor também estudou a inserção de ressonador no conduto de admissão. Os resultados

obtidos, principalmente referentes ao ressonador, indicaram que o ressonador inserido

próximo à porta da válvula produz um aumento da vazão mássica em sua freqüência de

ressonância, uma vez que o modo de oscilação predominante da onda estacionária é de um

quarto de onda para o tubo sem o ressonador. O ressonador também aumenta a vazão mássica

no tubo, e este aumento de vazão foi maior quando a freqüência de ressonância foi próxima à

freqüência natural do tubo.

Selamet e Lee (2003) realizaram um estudo analítico e numérico a fim de estudar as

características acústicas de um ressonador de Helmholtz com o pescoço estendido para dentro

da cavidade. Os autores concluíram que a extensão do pescoço na cavidade reduz

substancialmente à freqüência de ressonância e estreita a faixa de perda de transmissão.

Assim, a modificação do comprimento do pescoço, seja em sua extensão ou forma, pode ser

um método eficaz para controlar a freqüência de ressonância de um ressonador de Helmholtz

20

sem alterar o volume da cavidade. Também a adição de perfuração para a extensão do

pescoço pode alterar a frequência de ressonância e comportamento de perda de transmissão.

Em outro estudo, Selamet, Xu e Lee (2005) desenvolveram uma solução analítica,

numérica e experimental para investigar as características acústicas de um ressonador

Helmholtz com a cavidade forrada com um material absorvente acústico. Os efeitos

observados utilizando esse material foram que houve uma atenuação acústica e uma

diminuição da freqüência de ressonância.

Tang (2005) realizou estudos em acústica utilizando o ressonador de Helmholtz.

Contudo, o autor utilizou o ressonador com o pescoço cônico, essa configuração diverge um

pouco da habitual, que utiliza um pescoço cilíndrico. Os resultados mostraram melhoria

significativa na capacidade de absorção de som utilizando os ressonadores.

Rodríguez, Valle e Hanriot (2006) analisaram por meio de uma metodologia

experimental o processo de admissão de ar em motores de combustão interna com o objetivo

de determinar as condições em que a massa de ar admitida pode ser influenciada por uma

cavidade acústica (ressonador). Os resultados mostram que é possível conseguir um aumento

de rendimento volumétrico do motor modificando a amplitude e a fase da onda de pressão

gerada pelo movimento das válvulas e dos pistões com o uso de um ressonador.

Ceviz (2007) investigou os efeitos do volume do coletor de admissão na melhoria no

desempenho do motor e nas emissões de poluentes. Os resultados obtidos indicaram que o

aumento do volume de admissão melhorou o desempenho do motor consideravelmente entre

1700 e 2600 rpm. Entretanto, com velocidades acima de 2600 rpm o volume deve ser

diminuído para otimizar o desempenho do motor. Além disso, as emissões de poluentes

diminuíram devido ao aumento da proporção relativa do ar e da homogeneidade da mistura. O

desempenho do motor ficaria altamente eficaz se o volume de admissão fosse continuamente

variável.

Guimarães (2008) estudou os benefícios e os potenciais que poderiam ser obtidos em

termos de um sistema de controle variável de válvulas. Isto foi realizado através de uma

comparação entre um sistema VVT defasado em 00, 250 e 500. Os resultados mostraram que

as defasagens angulares das válvulas afetaram o desempenho do motor e que as melhorias no

desempenho dos motores podem ser obtidas com o emprego de sistemas variáveis do

comando de válvulas.

Pereira (2008) desenvolveu um trabalho de controle eletrônico de um ressonador de

volume variável, visando o aumento de massa de ar admitida no motor. O autor também

21

apresentou uma metodologia completa para aproveitamento dos efeitos pulsantes que se

propagam pelo conduto de admissão. Os resultados mostraram o melhor posicionamento e a

viabilidade da utilização de um ressonador eletrônico que permita, para cada rotação e carga

do motor, ajustar a sintonia com as ondas de pressão no sistema de admissão, de forma a obter

ganhos de desempenho para todos os regimes de rotação do motor em plena carga.

Zhao e Morgans (2009) mostraram que a sintonização do controle passivo de uma

combustão instável pode ser alcançada por meio do ajuste no pescoço dos ressonadores de

Helmholtz.

Xu, Selamet e Kim (2010) investigaram o desempenho acústico de um ressonador

Helmholtz duplo composto de dois ressonadores em série (pescoço-cavidade-pescoço-

cavidade). Os autores realizaram comparações entre as perdas de transmissão e de freqüência

de ressonância. Os efeitos observados foram que há uma variação da freqüência de

ressonância com a variação dos volumes das câmaras, dos comprimentos e dos raios dos

pescoços. Essa flexibilidade poderia ser útil especialmente quando se trata da restrição de

espaço em uma variedade de aplicações de engenharia.

Avaliações acústicas são realizadas por Mao e Pietryko (2010), que fizeram

experimentos utilizando um ressonador de Helmholtz para ajustar e controlar de maneira

eficaz a transmissão de som através de duas janelas de vidro. Os resultados experimentais

mostraram que o ressonador pode reduzir ruídos através da janela.

Souza (2010) realizou um estudo numérico e experimental do sistema de admissão de

um motor de combustão interna com o intuito de melhorar a eficiência volumétrica do motor.

O trabalho foi voltado ao projeto e construção de coletores com diferentes geometrias, e à

elaboração de uma configuração inédita de um coletor de admissão, visando melhorar a

eficiência volumétrica e desempenho do motor. Os resultados numéricos foram validados

através dos resultados obtidos em uma bancada experimental e através da utilização do

software GT-Power. Demonstrou-se que foi possível construir um coletor inédito que

proporcionou ao motor estudado um aumento de eficiência volumétrica de 6% a 3500 rpm. O

autor também se utilizou da teoria do ressonador de Helmholtz para determinar a rotação onde

ocorreu a máxima eficiência volumétrica.

Como pode ser observado existem vários estudos utilizando os ressonadores de

Helmholtz. Neste trabalho é projetado e construído um ressonador de volume variável,

controlado automaticamente, a fim de analisar a influência da inserção desse ressonador no

22

conduto de admissão, visando uma melhoria do rendimento volumétrico em motores de

combustão interna.

2.3 Aplicações com Ressonador de Helmholtz

Os ressonadores de Helmholtz vêm sendo utilizados na indústria automotiva com duas

finalidades específicas: a diminuição do nível de ruído sonoro nos condutos de admissão e o

ajuste para a realização de uma sintonia entre a frequência do ressonador e a do motor,

visando à obtenção da melhoria no rendimento volumétrico dos motores. A Figura 2 ilustra

um veículo utilizando um ressonador de Helmholtz.

Figura 2 – Veículo utilizando ressonador de Helmholtz

Fonte: Site Best Car 18/10/2010

Uma série de estudos foi realizada envolvendo tanto a redução do nível de ruído

quanto à indução de uma maior quantidade de massa de ar (BRANDS, 1979). O ponto de

23

inserção do ressonador de Helmholtz no sistema de admissão afeta tanto a redução do ruído

quanto a entrada de massa de ar no cilindro.

Selamet, Kothamasu e Novak (2001) realizaram um estudo experimental e

computacional a fim de investigar o comportamento da atenuação sonora do ressonador

Helmholtz no sistema de admissão. O experimento foi realizado com um motor Ford V6 3.0

litros e um coletor de admissão utilizando um ressonador de Helmholtz como um silenciador

de volume fixo. Os experimentos foram realizados com e sem o ressonador, sendo o

comprimento global do sistema de admissão mantido em todos os testes. A rotação variou

entre 1000 a 5000 rpm. A Figura 3 mostra o esquema de montagem do sistema

Figura 3 – Conduto de admissão com ressonador

Fonte: SELAMET; KOTHAMASU; NOVAK, 2001

A inserção do ressonador no sistema muda a forma de onda de pressão e diminui a

amplitude (SELAMET; KOTHAMASU; NOVAK, 2001). Como pode ser observado nas

Figuras 4, 5 e 6, que mostram as ondas de pressão em função do ângulo do virabrequim para

as posições 91 (antes do ressonador), 92 (após o ressonador) e 93 (ponto onde foi inserido o

ressonador).

24

Figura 4 – Posição 92-Pressão versus ângulo do virabrequim para 1780 rpm

Legenda: ____ sem ressonador, ---- com ressonador Fonte: SELAMET; KOTHAMASU; NOVAK, 2001





25

Como pode ser observado nas Figuras 4, 5 e 6 houve atenuação da pressão do sistema

com a presença do ressonador, sendo que a maior atenuação ocorreu no ponto em que o

ressonador foi inserido (Figura 5).

Os resultados obtidos por Selamet, Kothamasu e Novak (2001) mostram que a

inserção do ressonador no sistema altera a amplitude da pressão e que os resultados

apresentados dependem da concepção do ressonador, sua localização, do sistema de admissão

e do motor em estudo.

Em estudo realizado, Pereira (2008) analisou o comportamento da vazão mássica e da

onda de pressão considerando a influência do movimento da válvula e do pistão com a

presença do ressonador de volume variável. O esquema montado e estudado por Pereira

(2008) é mostrado na Figura 7. A configuração utilizada foi com apenas um cilindro e

conduto de admissão de tubo reto.

Figura 7 – Esquema da bancada

Fonte: PEREIRA, 2008

As quatro posições, sendo as distâncias a partir da porta da válvula de admissão, são

de 278 mm (P1), 878 mm (P2), 1.258 mm (P3) e 1.638 mm (P4).

26

Curvas de vazão mássica versus Rotação do eixo comando de válvulas Motor completo com duto reto

10

12

14

16

18

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000

Rotação do eixo comando de válvulas (rev/min)

Va

zão

má

ssic

a (

g/s

)

Sem ressonador Posição P1 Posição P2 Posição P3 Posição P4 Figura 8 – Comportamento da vazão sem e o com o ressonador no conduto


A Figura 8 mostra as curvas de vazão mássica obtidas com o conduto reto de admissão

sem e com o ressonador para as quatro posições. O ressonador possuía um volume fixo de

6,18 litros (curso do pistão em 350 mm e comprimento do pescoço em 560 mm). A maior

vazão ocorreu na posição de inserção do ressonador mais próximo da válvula de admissão,

semelhante aos dados obtidos por Kostun (1994), Hanriot (2001) e Pereira, 2008. Pereira

(2008) observou que a freqüência teórica na qual acontece a maior eficiência do ressonador

está em 1200 rpm, freqüência esta de resposta do ressonador, e que também há um ganho de

vazão para as outras duas posições do ressonador mais perto da válvula e uma redução da

vazão para a posição mais afastada da válvula.

Um dos resultados obtidos por Pereira (2008) foi que a máxima vazão em função da

rotação do eixo comando de válvulas foi na posição P1, a mais próxima das válvulas. O maior

valor de vazão foi igual a 17,8 g/s para a posição P1, 40,6% maior que os 12,6 g/s

apresentados no experimento sem ressonador, representando uma maximização real da vazão.

Isto acontece devido à freqüência de resposta do ressonador para o volume de 6,18 litros e o

comprimento do pescoço de 560 mm estar em 19,9 Hz, que corresponde a 1194 rev/min do

eixo comando de válvulas, gerando uma ressonância no sistema de admissão, que pode ser

visualizado com um aumento da pressão no interior do ressonador (PEREIRA, 2008).

27

Pinto e Pacheco (2006) utilizaram a dinâmica de um ressonador de Helmholtz, para o

projeto e implementação de um sistema de controle de ruído semi-ativo para tubos, baseado

em ressonadores de volume variável, como mostrado na Figura 9.

Figura 9 – Ressonador de volume variável instalado em um conduto

Fonte: PINTO e PACHECO, 2006

A Figura 10 apresenta um resultado experimental de ruído para os casos sem o

ressonador, com o ressonador com volume para resposta em 160 Hz e para o sistema do

ressonador semi ativo.

Figura 10 – Resposta do ressonador de volume variável instalado em um conduto

Fonte: PINTO e PACHECO, 2006

28

Souza (2010) realizou estudos voltados ao projeto e construção de coletores com

diferentes geometrias, e na elaboração de uma configuração inédita de um coletor de

admissão, visando à maior eficiência volumétrica e desempenho do motor. O autor utilizou-se

da teoria do ressonador de Helmholtz para determinar a rotação onde ocorreu a máxima

eficiência volumétrica. Simulações numéricas foram realizadas para obter os pontos de

máxima eficiência volumétrica, levando-se em consideração a geometria dos coletores. A

Figura 11 mostra os picos de eficiência volumétrica obtidos em relação a rotação do motor de

três diferentes tamanhos de condutos. Os resultados numéricos foram comprovados com as

simulações na bancada experimental.

Figura 11 – Pico de eficiência volumétrica no coletor

Fonte: SOUZA, 2010

2.4 Sistemas de Controle

Pereira (2008) e Pinto e Pacheco (2006) realizaram estudos com o intuito de buscar

alternativas para a fabricação do mecanismo de variação e controle do volume do ressonador.

Pinto e Pacheco (2006) implementaram um sistema de controle de ruído semi-ativo

para tubos de escapamento baseado em ressonadores de volume variável. O sistema de

controle responsável por variar o volume do ressonador foi feito com um motor de corrente

contínua e um sensor de posicionamento, conforme mostrado na Figura 12.

29

Figura 12 – Esquema do ressonador instalado em um conduto

Fonte: PINTO E PACHECO, 2006

Pereira (2008) apresentou um modelo de ressonador de palheta com um eixo central e

duas palhetas, sendo uma palheta fixa e outra móvel. O ângulo entre as duas palhetas define o

volume do ressonador. A variação do ângulo é controlada por um sistema de redução de

engrenagens e um motor de corrente contínua. A Figura 13 mostra uma foto do ressonador de

palheta e o esquema de montagem no conduto de admissão.

Figura 13 – Ressonador de palheta


Neste trabalho a variação do volume do ressonador será realizada por um sistema de

controle constituído de um servo-motor e seu drive de controle, e de um PLC (Controlador

Lógico Programável) que realizará todo o controle do processo.

30

3 – FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA

Nesse capítulo são apresentados os principais conceitos que fundamentam este

trabalho.

3.1 Condutos de admissão

A função do sistema de admissão é a condução de ar atmosférico até os cilindros, onde

ocorre a queima dos gases. Posteriormente, o conduto de exaustão conduz esses gases da

combustão para a atmosfera. Pode-se dizer que além de conduzir o ar atmosférico até os

cilindros, os condutos de admissão têm a função de maximizar o rendimento volumétrico dos

motores, aumentando e distribuindo, uniformemente, o fluxo de massa de ar entre os cilindros

e diminuir as perdas de pressão ao longo do escoamento.

Em projetos de condutos de admissão são de fundamental importância a geometria e a

escolha da área da seção que produza o mínimo de perdas. Em baixas rotações, com baixas

velocidades de admissão, as perdas podem causar uma mistura pobre e, em altas velocidades

podem reduzir o rendimento volumétrico do motor. Assim, deve existir um compromisso

entre o diâmetro do conduto e a rotação do motor, como mostrado na Figura 14.

Figura 14 – Influência da geometria e do diâmetro da seção reta

Fonte: HEISLER, 1995

31

Fundamentado em dados experimentais, Heisler (1995) afirma que o valor mínimo na

velocidade de admissão do ar está em torno de 14 m/s. Da mesma forma, altas velocidades de

admissão podem causar uma diminuição da densidade de massa de ar admitido. A maior

velocidade de admissão está em torno de 90 m/s.

A pressão produzida pelo choque da massa de ar contra a parede do pistão depende do

atraso no fechamento da válvula de admissão depois do PMI, na fase de compressão. Este

atraso tem por objetivo utilizar a inércia da mistura de ar fresco movendo-se em direção à

porta da válvula de admissão. Isto proporciona um tempo maior de entrada do ar no interior

do cilindro, aumentando a densidade de ar no interior do mesmo, com um conseqüente

aumento do rendimento volumétrico. O efeito causado por esse fenômeno é conhecido como

“efeito RAM”. A densidade do ar e, portanto, a massa de ar dentro do cilindro, pode aumentar

a ponto de anular os efeitos negativos das perdas de pressão e levar o rendimento volumétrico

a valores elevados.

Entretanto, em baixas velocidades, o movimento do pistão em sua fase de compressão

em direção ao PMS pode empurrar a mistura de ar e combustível de volta ao conduto de

admissão, reduzindo consideravelmente o rendimento volumétrico.

Figura 15 – Influência do comprimento do conduto no rendimento do motor


32

Outro parâmetro geométrico que influencia no rendimento volumétrico é o

comprimento do conduto de admissão. A Figura 15 mostra a relação existente entre o

comprimento do conduto e o rendimento volumétrico obtido em vários regimes de rotação do

motor.

Para motores sem conduto de admissão, ocorre uma grande diminuição do rendimento

volumétrico em função da rotação, enquanto que motores com condutos de admissão com

comprimentos maiores tendem a apresentar um rendimento volumétrico maior. Geralmente, o

rendimento volumétrico é máximo quando a massa de ar se move em um tubo com razão de

10:1 até 20:1 do seu comprimento em relação ao diâmetro. (HANRIOT, 2001).

O comportamento dos sistemas de admissão e exaustão é importante na medida em

que tais sistemas governam o escoamento do ar dentro dos cilindros dos motores. A admissão

da maior quantidade de ar possível para o interior do cilindro é o objetivo inicial do projeto

de um motor de combustão interna alternativo (MCIA). Quanto maior a quantidade de ar

admitida, maior será a porção de combustível que pode ser queimada e, consequentemente,

maior é a potência motriz gerada (WINTERBONE, 1999). Um parâmetro importante para

motores de quatro tempos é o rendimento volumétrico.

O rendimento volumétrico ηv está relacionado com a capacidade que o motor possui em

admitir ar atmosférico, sendo um parâmetro de medida da eficiência nos processo de

admissão do ar. É definido como sendo a razão entre a vazão mássica de ar no conduto de

admissão e taxa que o volume de ar é deslocado pelo pistão (HEYWOOD, 1988):

NV

m 2

daV ρ

η &= (1)

sendo:

Vd : o volume deslocado pelo pistão (entre o ponto morto inferior e superior) [m3];

N : rotação do motor (árvore manivela) [rev/s];

ρa : a densidade do ar admitido [kg/ m3];

m& : a vazão mássica através do conduto de admissão [kg/s].

A análise dos condutos de admissão pode ser realizada levando-se em conta dois sub-

sistemas separados: o pistão e a válvula, que se movem periodicamente e atuam como fonte

de excitação, e o conduto de admissão, que responde à excitação do conjunto pistão-válvula.

33

Tanto essa fonte de excitação quanto a geometria do conduto de admissão afetam a condição

do escoamento transiente ocasionada na porta da válvula, que por sua vez compromete todo o

processo de admissão do gás da atmosfera para o interior do conduto de admissão.

Estudos realizados por Morse et al (1938) evidenciaram que o aproveitamento das

flutuações de pressão originados pelo movimento alternativo das válvulas de admissão pode

ser usado para o aumento do rendimento volumétrico dos motores. Os autores foram uns dos

primeiros a mostrar a influência dos efeitos da produção de pulsos de pressão através dos

condutos de admissão ocasionados pelo movimento alternativo das válvulas de admissão.

O movimento produzido pelo pistão no cilindro e a abertura e fechamento das válvulas

produzem perturbações que se propagam como ondas de rarefação, e com a velocidade do

som, ao longo do conduto, como pode ser visto na Figura 16 (VAN BASSHUYSEN;

SCHAFER, 2004).

Figura 16 – Onda de pressão ao longo do conduto de admissão

Fonte: VAN BASSHUYSEN; SCHAFER, 2004

Essas perturbações criam uma compressão na camada vizinha à válvula. Essa camada,

por sua vez, comprime a próxima camada, que comprime a outra próxima, e assim por diante,

uma camada comprimindo a outra. Este processo de compressões e expansões sucessivas leva

um tempo finito e, portanto, a “mensagem” da aplicação de uma perturbação de pressão (onda

de pressão) propaga-se com uma velocidade finita denominada “velocidade de propagação da

perturbação da pressão”.

Através do movimento da válvula de admissão é gerado um pulso de rarefação em

direção à entrada de ar no conduto de admissão. Em algum lugar no conduto este pulso é

34

refletido em direção ao cilindro. Este local onde o pulso de pressão é refletido é de particular

interesse para o projeto da geometria do conduto de admissão (HANRIOT, 2001).

A Figura 17 mostra a evolução do pulso de pressão originado na porta da válvula, de

um motor mono-cilindro. A onda de rarefação produzida pelo conjunto pistão-válvula e o

pulso refletido estão presentes simultaneamente na porta da válvula, e sua composição dá

origem a um sobre-pulso de pressão real que efetivamente existe no fechamento da válvula de

admissão.

Figura 17 – Esquema de um pulso original e refletido

Fonte: HEISLER, 1995

A forma dos pulsos depende basicamente da posição de fechamento da válvula de

admissão e de sua reflexão, sendo sua amplitude reduzida em cada reflexão (HANRIOT,

2001). O tempo gasto para cada pulso refletido retornar à porta da válvula é dado por:

c

Lt

2= (2)

sendo:

c : velocidade do som no ar [m/s];

L : distância que o pulso viaja de uma fronteira à outra (comprimento do tubo de admissão)

[m];

t : tempo que o pulso gasta para viajar da porta da válvula à entrada do conduto e retornar [s].

35

A onda de rarefação originada pelo movimento alternativo das válvulas, que se move

em direção contrária à entrada de ar, desloca-se com a velocidade do som, que considerando o

ar é da ordem de 340 m/s. Na entrada de ar, a velocidade do gás pode atingir valores em torno

de 90m/s (HEISLER, 1995).

Quando a válvula de admissão se abre, cria-se uma onda que viaja ao longo do

conduto em direção a entrada de ar. Em algum lugar no conduto esta onda é refletida e volta

no sentido do cilindro. Dependendo do comprimento do conduto ou do regime de rotação, e se

essa onda refletida, de compressão, chegue exatamente quando a válvula de admissão se

fecha, tem-se o máximo rendimento volumétrico, como mostra a Figura 18.

Figura 18 – Abertura e fechamento da válvula de admissão


A onda gerada na abertura da válvula de admissão é chamada de pulso de pressão

negativo (onda de rarefação), enquanto que a onda refletida que viaja em direção à porta da

válvula é denominada onda de compressão. A diferença de pressão resultante entre o pulso

gerado e o reflletido determina a pressão efetiva que resulta em um aumento do rendimento

volumétrico do motor.

Como pôde ser observado, quanto maior a quantidade de ar que entra nos cilindros, em

determinada faixa de rotação, melhor é o rendimento volumétrico do motor. O ajuste de

vários componentes de um sistema de admissão também traz benefícios a esse rendimento.

Uma alternativa de maximizar a entrada de ar nos cilindros e de aproveitar os fenômenos

inerciais e pulsantes, que ocorrem nos condutos de admissão e exaustão, para aumento da

eficiência volumétrica dos motores é a utilização de ressonadores.

36

3.2 Ressonador de Helmholtz

3.2.1 Introdução

O ressonador de Helmholtz age nos sistemas de admissão de motores de combustão

interna como um absorvedor da energia sonora incidente gerada pelo conjunto pistão-válvula,

refletindo-a de volta e reduzindo sua transmissão em direção à tomada de ar, após o

ressonador.

O Ressonador de Helmholtz (Figura 19) é constituído basicamente de um volume V e

uma pequena abertura de área de seção reta Ap e comprimento lp. Esta pequena abertura

(pescoço) fica ligada ao elemento onde se quer produzir os efeitos de ressonância. Observa-se

que, para certas freqüências que dependem basicamente do volume V da cavidade, do

comprimento lp do pescoço e da área da seção reta Ap, a pressão acústica no interior da

cavidade (pb) é muito maior que a pressão incidente (pi).

Figura 19 – Ressonador de Helmholtz

Fonte: Elaborada pela autora

A análise da resposta do ressonador é feita através do fator de qualidade Q, definido

como sendo a razão entre as amplitudes da pressão no interior da cavidade “Pb” e a pressão

incidente “Pi” (KINSLER ,1980). Este fator de qualidade mede o quanto o ressonador está

amplificando o sinal. Se o fator é maior do que 1 o ressonador está atuando no sistema, caso

contrário o ressonador não está atuando. A Figura 20 ilustra o fator de qualidade Q.

37

Pi

PbQ = (3)

Onde:

Q: fator de qualidade;

Pb: amplitude de pressão no interior do ressonador;

Pi: amplitude de pressão incidente.

0

1

2

3

4

5

0 50 100 150

Frequência (Hz)

Raz

ão d

e am

plitu

des

Figura 20 – Razão amplitude em função da frequência de resposta do ressonador

Fonte: HANRIOT; VALLE; MEDEIROS; PEREIRA (1999)

Nos estudos realizados por Hanriot, Valle, Medeiros e Pereira (1999) foi observado

que em um conduto de admissão de um motor de 1000 cc, adaptado em um banco de fluxo, a

maior amplificação da amplitude do sinal de pressão do ressonador ocorreu na frequência de

80 Hz. O fator de qualidade nesta frequência é igual a 4,3, indicando que o ressonador

amplifica a energia absorvida em 4,3 vezes. É esta energia refletida que retorna à fonte

excitadora (válvula de admissão), podendo causar um aumento do rendimento volumétrico do

motor.

Considerando desprezível o atrito, a frequência de ressonância do ressonador de

Helmholtz pode ser dada por (KINSLER, 1980):

38

2/12

2

=

Vlp

Apcfπ (4)

onde:

f: freqüência do ressonador [Hz];

c: velocidade do som [m/s];

Ap: área do pescoço [m2];

lp: comprimento equivalente do pescoço [m];

V: volume do ressonador [m3].

Panton (1975) sugere que a freqüência de ressonância para um ressonador de

Helmholtz cilíndrico seja dada pela equação:

31

2

2/1

2

2

+=

AplcVlp

Apcfπ (5)

onde:

lp: comprimento equivalente do pescoço [m];

lc: comprimento do volume do ressonador [m].

Selamet e Lee (2003) estudaram o efeito da forma, comprimento e perfuração da

extensão do pescoço sobre a freqüência de ressonância e perda de transmissão dos

ressonadores de Helmholtz com o pescoço estendido. Como pode ser observado na Figura 21

apresenta um ressonador sem o pescoço estendido (a), um ressonador com o pescoço

estendido (b), um pescoço cônico convergente ou divergente (c) e um pescoço com

perfurações, furos (d).

39

Figura 21 – Ressonador de Helmholtz com pescoço estendido

Fonte: SELAMET; LEE, 2003

A extensão do pescoço na cavidade reduz substancialmente a freqüência de

ressonância e estreita a faixa de perda de transmissão. Com o pescoço com o comprimento

total, cônicos convergente e divergente, e com a adição de perfurações, também é observada

um mudança na freqüência de ressonância e perda de transmissão. Assim, a modificação do

comprimento do pescoço, seja em sua extensão ou na forma, pode ser um método eficaz para

controlar a freqüência de ressonância de um ressonador de Helmholtz sem alterar o volume da

cavidade.

3.2.2 Modelagem do Ressonador de Helmholtz

O ressonador de Helmholtz é análogo a um absorvedor de energia. O volume de ar no

seu interior se comporta como um absorvedor de vibração de uma massa. A excitação é

fornecida por flutuações de pressão que atua na abertura do pescoço, resultando em oscilações

40

do volume de ar. O aumento da pressão dentro da cavidade proporciona uma força de reação

análoga à de uma mola. O amortecimento aparece sob a forma de perdas de radiação nas

extremidades, pescoço e perdas devido ao atrito viscoso do ar oscilando no pescoço. A Figura

22 ilustra essa analogia (BEDOUT, 1996).

Figura 22 – Ressonador de Helmholtz e um sistema massa mola

Fonte: BEDOUT, 1996

Existem várias formas para projetar um ressonador de Helmholtz e sua inserção no

sistema. A forma mais comum é modelar o ressonador como um sistema massa-mola. Outra

forma de modelar é fazer analogias entre sistemas acústico, mecânico ou elétrico. Winterbone

(1999) mostra as possíveis maneiras de se obter a freqüência natural de um ressonador de

Helmholtz. A Figura 23 apresenta vários modelos que apresentam freqüências naturais

diversas, sendo que a consideração de compressibilidade e inércia tende a reduzir a freqüência

natural do sistema.

41

Figura 23 – Analogia do ressonador com sistema massa-mola


Na Figura 23 (a) o pescoço do ressonador atua como uma mola. Já a modelagem

referente a Figura 23 (b) e (c) leva em consideração tanta a compressibilidade do gás

(representada pela mola) quanto sua inércia (representada pela massa). Os vários modelos

apresentam freqüências naturais diversas, sendo que a consideração de compressibilidade e

inércia tendem a reduzir a freqüência natural do sistema. A freqüência natural do ressonador

para a consideração referente à Figura 23 (c) é dada pelas Equações 6 e 7.

1tantan =

c

wlp

c

wlc

Fp

Fc (6)

e

lpV

Fpcw = (7)

42

Onde,

Fc: área da secção transversal do cilindro [m2];

Fp: área da secção transversal do comprimento do tubo [m2].

Hall (1987) apresenta analogias do ressonador através de circuitos acústicos,

mecânicos e elétricos. A Figura 24 ilustra essas analogias.

Figura 24 – Analogia entre circuitos acústicos, mecânicos e elétricos

Fonte: HALL, 1987

Hall (1987) apresenta um modelo simples de ressonador exemplificando a analogia

dos circuitos, como é mostrado na Figura 25. A Figura 25 (a) exemplifica um ressonador, já a

Figura 25 (b) apresenta um circuito mecânico analógico a esse ressonador e a Figura 25 (c)

mostra o circuito elétrico RLC análogo ao ressonador.

43

Figura 25 – Analogia do ressonador: circuitos acústicos, mecânicos e elétricos

Fonte: HALL, 1987

Bortoluzzi e Doria (1999) utilizaram um sistema massa-mola para simular um sistema

mono-cilindro de um motor de combustão, a fim de calcular as freqüências naturais do

sistema e consequentemente, as freqüências do pistão que correspondem aos valores máximos

de eficiência volumétrica. A Figura 26 mostra essa analogia.

Figura 26 – Modelo massa-mola de um cilindro do motor de combustão

Fonte: BORTOLUZZI; DORIA, 1999

Através do modelo numérico obtido pela modelagem do sistema, Bortoluzzi e Doria

(1999) calcularam o índice de enchimento e as velocidades de fluidos em várias freqüências.

Os autores concluíram que os fenômenos acústicos foram importantes, e que estes foram

responsáveis pela melhora do desempenho do sistema de admissão.

44

3.3 Determinação da freqüência natural do sistema

Como pôde ser visto, a resposta dinâmica de um ressonador de Helmholtz pode ser

modelada usando uma representação do circuito equivalente, como foi observado na Figura

25. Esta representação refere-se aos circuitos acústicos, mecânicos ou elétricos. Pode-se

modelar o ressonador e o circuito onde ele está inserido. A Figura 27 ilustra o ressonador

inserido no conduto de admissão do motor. O conduto foi divido em duas partes, a primeira

parte foi considerada um tubo fechado aberto e a segunda parte um tubo aberto aberto.

Figura 27 – Impedâncias do ressonador e conduto


Os tubos acústicos podem ser abertos (com as extremidades abertas) e fechados (com

uma das extremidades fechada), como pode ser observado na Figura 28. Nesses tubos é

permitido que o ar vibre, em ressonância, apenas em certas freqüências.

Figura 28 – Tubo Aberto Aberto e Fechado Aberto


O tubo reto com as duas extremidades abertas, tubo aberto-aberto, tem a freqüência de

ressonância dada pela Equação 8 (KINSLER, 1980; HALL, 1987):

45

L

cnfn .

2= (8)

Sendo “L” o comprimento do tubo, “c” a velocidade do som, “n =1,2,3,..” o número

de ordem dos harmônicos.

O tubo reto com uma extremidade fechada e outra aberta, tubo fechado aberto, tem a

freqüência de ressonância dada pela Equação 9 (KINSLER, 1980; HALL, 1987):

L

cnfn .

4

12 −= (9)

Sendo “L” o comprimento do tubo, “c” a velocidade do som, “n =1,2,3,..” o número

de ordem dos harmônicos.

O objetivo de modelar o sistema é encontrar a sua freqüência natural. Para encontrar

esta freqüência, uma das maneiras é calcular a impedância de cada parte do sistema para

assim gerar um circuito equivalente.

Como pode ser observado na Figura 27 o sistema foi separado em 3 impedâncias:

“ZL1” impedância de um tubo fechado aberto, “Zar” impedância do ressonador e “ZL2”

impedância de um tubo aberto aberto. Então, calculam-se as impedâncias de cada parte do

sistema e depois realiza o calculo das impedâncias em paralelo, Figura 29.

Figura 29 – Impedâncias em paralelo do sistema


A seguir são calculadas as impedâncias do ressonador, do tubo fechado aberto e do

tubo aberto-aberto.

46

O ressonador pode ser considerado como um sistema de um grau de liberdade acústico

(Figura 30), com três elementos que seguem (GERGES, 1992):

(1) Elemento de massa: Na abertura (pescoço), considera-se que o fluido move-se

como um elemento de massa.

(2) Elemento de rigidez: A pressão do fluido dentro da cavidade muda quando ele é

alternadamente comprimido ou expandido pela excitação acústica do fluido através

da abertura.

(3) Elemento de resistência: A resistência do sistema é o termo responsável pela

dissipação da energia acústica. Dois mecanismos são responsáveis pela absorção

acústica: a radiação acústica do cilindro de ar vibrante na abertura e o atrito

viscoso entre o ar vibrante e a superfície da abertura.

Figura 30 – Analogia entre circuitos acústicos, mecânicos e elétricos

Fonte: HALL, 1987

No circuito acústico, a inércia do pescoço do ressonador é definida como (HALL,

1987):

Ap

lpMr

.ρ=

(3.10)

Onde:

Mr: inércia do pescoço do ressonador [kg/m4];

ρ: massa específica [kg/m3];

lp: comprimento do pescoço [m];

Ap: área da seção reta do pescoço [m2].

47

A capacitância acústica é definida como (HALL, 1987):

2.c

VCar

ρ=

(11)

Onde:

Car: capacitância acústica do ressonador [m4s2/kg];

V: volume da câmara do ressonador [m3];

c: velocidade do som [m/s].

A resistência acústica pode ser dada por (GERGES, 1992):

πρ

.2

... 22 ApkcRar= (12)

Onde:

Rar: resistência acústica do ressonador [kg/m4s].

c

wk = (13)

w: frequência angular [rad/s].

A impedância desse sistema acústico pode ser definida como (HALL, 1987):

).

1(

CarwwMrjRarZar −+= (14)

Onde:

Zar: impedância acústica do ressonador [kg/m4s].

1: −j número complexo

48

A freqüência de ressonância acústica do ressonador pode ser obtida igualando o termo

da parte imaginária da impedância igual a zero. Assim obtém-se a Equação 4.

A impedância do tubo fechado aberto é definida por Kinsler (1980), como sendo:

−= )1

cot(...

1c

wLj

At

cZL

ρ (15)

Onde:

ZL1: impedância do tubo fechado aberto [kg/m4s];

At: área da seção reta do tubo [m2];

L1: comprimento do tubo [m].

A freqüência de ressonância do tubo fechado-aberto pode ser obtida igualando a parte

imaginária da impedância a zero. Assim tem-se:

0)1

cot( =

c

wL (16)

Então se tem aproximadamente:

2

1 π=c

wL (17)

Logo, a freqüência de ressonância do tubo fechado-aberto é aproximadamente:

1.41

L

cfL = (18)

Onde:

fL1: frequência do tubo fechado-aberto [Hz].

Kinsler (1980) também definiu a impedância do tubo aberto-aberto como sendo:

49

−= )

2tan(.

.2

..

.2

2

22

c

wLj

c

rtw

At

cZL

ρ (19)

Onde:

ZL2: impedância do tubo aberto aberto [kg/m4s];

L2: comprimento do tubo [m];

rt: raio do tubo [m].

A freqüência de ressonância do tubo aberto-aberto pode ser obtida igualando a parte

imaginária da impedância a zero. Assim tem-se:

0)2

tan(... =

−c

wLj

At

cρ (20)

Então se tem aproximadamente:

π=c

wL2 (21)

Logo a freqüência de ressonância do tubo aberto-aberto é aproximadamente:

2.22

L

cfL = (22)

Como foram encontradas as impedâncias de cada parte do sistema, então se calcula a

impedância do sistema utilizando as equações 14, 15 e 19. Deve ser observada que cada

impedância possui o termo “w”, referente à freqüência angular.

21

2**1

ZLZarZL

ZLZarZLZsistema

++= (23)

Onde:

Zsistema: impedância do sistema.

50

−+

−++

−

−

−+

−=

)2

tan(..2

..

.)

.

...(

..2

...)

1cot(..

.

)2

tan(..2

..

..)

.

...(

..2

....)

1cot(..

.

2

222

2

22

2

222

2

22

c

wLj

c

rtw

At

c

Vw

c

Ap

lpwj

c

Apwc

c

wLj

At

c

c

wLj

c

rtw

At

c

Vw

c

Ap

lpwj

c

Apwc

c

wLj

At

c

Zsistemaρρρ

πρρ

ρρρπ

ρρ

(24)

Após os cálculos das impedâncias em paralelo, a impedância do sistema pode ser

ilustrada como uma parte real e uma parte imaginária, sendo que “w” é a variável que se

deseja obter.

)()( wajimaginariwrealZsistema += (25)

Após os cálculos pode-se obter a freqüência fundamental do sistema como sendo:

π2

wfsis= (26)

Onde:

fsis: freqüência do sistema.

Para encontrar a freqüência de ressonância do sistema é necessário que o sistema seja

puramente resistivo, ou seja, a parte imaginária deve ser igual a zero. Assim é possível obter a

freqüência de ressonância do sistema. O software EES foi utilizado para a determinação de tal

freqüência.

3.4 Servo-Motor

Os servo-motores possuem uma grande aplicabilidade e funcionalidade, que se

estendem desde o setor da robótica de pequeno porte até as indústrias e seus dispositivos

automáticos. Existem vários tipos de servo-motores cada qual com suas aplicações e

particularidades que devem ser muito bem analisadas para uma aplicação funcional.

Empregando a tecnologia de ímãs permanentes, os servo-motores foram desenvolvidos

para que se possa obter precisão, com sua velocidade e/ou posição do eixo controladas, além

51

da possibilidade de obter-se um preciso controle de torque no eixo. A Figura 31 mostra um

servo-motor e o seu driver de controle.

Figura 31 – Ilustração de um servo-motor com driver de controle

Fonte: Site Bosch Rexroth 18/10/2010

O servo-motor é um motor, em geral de corrente contínua, com um sensor de posição

ou de velocidade que permite ao controlador conhecer essas grandezas físicas e assim

controlá-las (PAZOS, 2002).

O controlador principal do sistema envia então, em malha aberta, o sinal de referência,

que pode se referir à posição ou à velocidade desejada dependendo do tipo de servo. O

comparador subtrai o sinal do sensor, que é a resposta do motor, dando o sinal de erro, o qual

é amplificado e o motor é alimentado com este.

Por exemplo, se o servo for de posição, o sinal de erro será zero quando o sensor de

posição, em geral um potenciômetro, devolver o mesmo sinal da referência. Nesse caso, a

alimentação do motor será nula e o eixo ficará parado. Se o sensor retornar um sinal diferente

da referência, o erro será maior ou menor do que zero e, portanto, o motor será alimentado

com uma tensão positiva ou negativa, de maneira tal que o eixo se movimente no sentido

adequado até a resposta do sensor igualar à referência (PAZOS, 2002).

Em muitos casos, os servo-motores de posição comerciais exigem como entrada de

referência um sinal pulsado, onde a largura do pulso é proporcional à posição desejada. Este

tipo de sinal é conhecido como sinal modulado por largura do pulso (PWM). O controlador

52

dedicado, também conhecido como drive, é constituído por um circuito que tem um filtro

passa baixo para determinar o valor médio desse sinal, que será proporcional a largura de

pulso, e, portanto esse valor médio terá uma amplitude proporcional à posição desejada. A

partir daí, é comparada com a amplitude do sinal do potenciômetro para determinar o erro. A

Figura 32 mostra um diagrama de blocos de um servo-motor de velocidade.

Figura 32 – Diagrama de blocos de um servo-motor

Fonte: PAZOS, 2002

3.5 Controlador Lógico Programável

Um Controlador Lógico Programável, ou simplesmente PLC (Programmable Logic

Controller) é um equipamento eletrônico que utiliza uma memória programável para

armazenar instruções e implementar funções como lógicas, seqüenciamento, temporização,

contagem e aritméticas para o controle de máquinas e de sistemas automatizados (BOLTON,

2010).

O PLC é uma ferramenta de trabalho muito útil e versátil para aplicações em sistemas

de acionamentos e controle, e por isso é utilizado em grande escala no mercado industrial.

Permitem desenvolver e alterar facilmente a lógica para acionamento das saídas em função

das entradas. Desta forma, podem-se associar diversos sinais de entrada para controlar

diversos atuadores ligados nos pontos de saída.

Na década de 60, o aumento da competitividade fez com que a indústria automotiva

melhorasse o desempenho de suas linhas de produção, aumentando tanto a qualidade como a

produtividade. Fazia-se necessário encontrar uma alternativa para os sistemas de controle a

relês. Uma saída possível, imaginada pela General Motors, seria um sistema baseado no

53

computador. Assim, em 1968 , a Divisão Hydramatic da GM determinou os critérios para

projeto do PLC, sendo que o primeiro dispositivo a atender às especificações foi desenvolvido

pela Gould Modicon em 1969.

Atualmente existe uma preocupação em padronizar protocolos de comunicação para os

PLCs, de modo a proporcionar que o equipamento de um fabricante troque informações com

os outros equipamentos, não só PLCs, como Controladores de Processos, Sistemas

Supervisórios, Redes Internas de Comunicação e etc., proporcionando uma integração a fim

de facilitar a automação, gerenciamento e desenvolvimento de plantas industriais mais

flexíveis e normalizadas, fruto da chamada Globalização.

A estrutura de um PLC pode ser dividida em três partes: entrada, processamento e

saída.

Os sinais de entrada e saída dos PLCs podem ser digitais ou analógicos. Existem

diversos tipos de módulos de entrada e saída que se adequam as necessidades do sistema a ser

controlado. Os módulos de entrada e saídas são compostos de grupos de bits, associados em

conjunto de 8 bits (1 byte) ou conjunto de 16 bits, de acordo com o tipo da CPU.

As entradas analógicas são módulos conversores A/D, que convertem um sinal de

entrada em um valor digital, normalmente de 12 bits (4096 combinações). As saídas

analógicas são módulos conversores D/A, ou seja, um valor binário é transformado em um

sinal analógico.

Os sinais dos sensores são aplicados às entradas do controlador e a cada ciclo

(varredura) todos esses sinais são lidos e transferidos para a unidade de memória interna

denominada memória imagem de entrada. Estes sinais são associados entre si e aos sinais

internos. Ao término do ciclo de varredura, os resultados são transferidos à memória imagem

de saída e então aplicados aos terminais de saída. A Figura 33 mostra o princípio de

funcionamento do PLC.

54

Figura 33 – PLC – Princípio de funcionamento

Fonte: BOLTON, 2010

55

4 – METODOLOGIA

4.1 Introdução

Neste capítulo são apresentados os procedimentos de desenvolvimento e os parâmetros

para os testes experimentais adotados para a obtenção dos resultados desse trabalho. Para o

ressonador de volume variável é apresentado o projeto desenvolvido, bem como os

procedimentos experimentais dos testes e a metodologia para o controle automático do

volume. Para a realização dos testes feitos no Banco de Fluxo são apresentados os

mecanismos de montagem do sistema e os procedimentos utilizados. Os processos de análise

dos dados experimentais também são expostos. Na metodologia Experimental são mostrados

os detalhes da montagem do sistema, a definição do conduto de admissão adotado, o cálculo

da freqüência dos componentes do sistema de admissão e o posicionamento dos sensores

utilizados nos experimentos.

4.2 Desenvolvimento do ressonador de volume variável

O desenvolvimento do ressonador que é utilizado nesse trabalho partiu dos estudos de

sistemas de volumes fixos, como caixas e cavidades ressonantes estudadas em trabalhos

publicados na literatura. O desenvolvimento do ressonador foi realizado a partir dos trabalhos

de Hanriot (2001), Guimarães (2008) e Pereira (2008), que estudaram a influência dos

ressonadores de Helmholtz nos condutos de admissão. De acordo com os estudos realizados

foram observadas variadas formas de construção do ressonador. Hanriot (2001) e Pinto e

Pacheco (2006) construíram ressonadores cilíndricos, cujo volume variava de acordo com o

movimento do pistão (Figura 34). Essa forma construtiva é a mais comum de ser encontrada.

56

Figura 34 – Modelo de ressonador de pistão

Fonte: HANRIOT, 2001

O ressonador de Helmholtz construído por Hanriot (2001) apresentou as características

construtivas mostradas no Quadro 1.

Quadro 1 – Características construtivas de um ressonador de pistão

Comprimento do Pescoço 251 mm

Diâmetro do Pescoço 26 mm

Diâmetro interno do Ressonador 145 mm

Comprimento do Ressonador 246 mm Fonte: HANRIOT, 2001

Pereira (2008) construiu um ressonador de palheta (Figura 35). A forma era cilíndrica,

internamente possuía duas palhetas, uma fixa e outra que se movimentava, variando o ângulo

de abertura entre elas. Através dessa variação, o volume do ressonador também se alterava.

57

Figura 35 – Modelo de ressonador de palheta


Esse ressonador de palheta utilizou as características construtivas apresentadas no

Quadro 2.

Quadro 2 – Características construtivas de um ressonador de pistão

Comprimento do pescoço 170 mm

Diâmetro do pescoço 25 mm

Diâmetro da cavidade 195 mm

Comprimento da cavidade 190 mm Fonte: PEREIRA, 2008

Após analisar estudos dos autores, tais como Hanriot (2001), Pereira (2008) Pinto e

Pacheco (2006), e observando, principalmente as dificuldades de construção do ressonador,

optou-se pelo projeto de um ressonador cilíndrico de pistão.

4.2.1 Desenvolvimento do sistema mecânico do ressonador

Para aproveitar os fenômenos acústicos que ocorrem no conduto de admissão, a fim de

aumentar a quantidade de ar que entra no cilindro, que por sua vez aumenta a eficiência

volumétrica do motor, é necessário que se construa um ressonador, cuja freqüência de

ressonância seja igual à freqüência do sistema, no conduto. Uma das formas de variar a

freqüência do ressonador é alterando o seu volume interno. Com base nessa análise, o

ressonador a ser construído deve possuir uma dinâmica que acompanhe as alterações de

rotação do eixo comando de válvulas. Assim, a título de estudo, foi construído um protótipo

de ressonador, cujas dimensões, forma construtiva e materiais utilizados não foram

58

empregados para fins comerciais, por exemplo, para ser utilizado em um veículo. Esse

ressonador é utilizado somente para fins de estudo, com o objetivo de compreender sua

influência no conduto de admissão e aproveitar melhor os benefícios que este possa fornecer.

A forma construtiva e as dimensões do ressonador foram baseadas nos estudos do

Hanriot (2001), uma vez que assim poder-se-ia comparar e ter alguns resultados como

referência. O ressonador construído apresenta as características mostradas na Quadro 3.

Quadro 3 – Características construtivas do ressonador

Comprimento do Pescoço 280 mm

Diâmetro do Pescoço 25 mm

Diâmetro interno do Ressonador 146 mm

Comprimento do Ressonador 300 mm Fonte: Elaborada pela autora

Para a construção do ressonador foi realizado um projeto mecânico, que está detalhado

no ANEXO - A. A Figura 36 ilustra o ressonador construído.

Figura 36 – Ressonador de Helmholtz construído


59

Utilizando a Equação 4 pode-se calcular a faixa de ressonância do ressonador

construído. Para as dimensões construtivas do ressonador, o volume interno máximo é de

aproximadamente 5 litros, que resulta em uma freqüência de ressonância de 32 Hz, que

corresponde aproximadamente a 1950 rpm. O volume interno mínimo é de 0,5 litros, que

resulta em uma freqüência de ressonância de 102 Hz, que corresponde a 6120 rpm. Assim, a

faixa de freqüência de ressonância do ressonador é de (1950 a 6120) rpm.

Como o estudo experimental desse trabalho foi realizado analisando somente uma

válvula ativa do cabeçote, o ressonador construído possui um elevado volume em comparação

se o experimento fosse realizado com quatro cilindros. Isso porque quando se analisa um

cilindro, e se a válvula de admissão, por exemplo, estiver com uma freqüência de 30Hz, a

freqüência no conduto de admissão seria próxima de 30 Hz. Nessa situação, o volume interno

do ressonador seria de 5,8 litros. Caso a análise fosse com quatro válvulas de admissão ativas,

com a mesma freqüência de 30 Hz, a freqüência no conduto seria de 120 Hz, o que

necessitaria de um ressonador de volume de 0,5 litros.

Já a freqüência natural do sistema foi obtida a partir da Equação 26. Esta freqüência

também é função das grandezas geométricas do sistema de admissão e varia conforme a

alteração do volume interno do ressonador. Dessa forma o ressonador foi construído com um

volume interno que propicia estudar uma maior faixa de trabalho, tanto analisando um quanto

quatro cilindros.

Como a variação do volume é de fundamental importância para o bom funcionamento

do sistema, um sistema mecânico foi construído, onde o êmbolo, responsável pela variação do

volume, se movimenta através de uma barra roscada acoplada a um servo-motor. Como há

uma rosca fixa na ponta do êmbolo, ao girar o servo-motor, seja no sentido horário, seja no

sentido anti-horário, o êmbolo irá se mover para frente e para trás, alterando assim o volume

interno do ressonador.

A fim de analisar o comportamento do ressonador quando se alterar alguma de suas

medidas, tais como, volume, comprimento e área do pescoço, foram feitos gráficos, a partir da

Equação 4, para avaliar a influência dessas alterações.

A Figura 37 mostra o gráfico da variação do comprimento da cavidade do ressonador

influenciando na freqüência de ressonância. O ressonador construído nesse trabalho possui

um pescoço de comprimento 28 mm e, para analisar o comportamento da freqüência em

função do comprimento do pescoço, nesse mesmo gráfico, foram geradas curvas com

tamanhos variados de comprimentos de pescoço. Com isso, por exemplo, para uma cavidade

60

de 50 mm e um pescoço de 28 mm a faixa de freqüência seria de 80 a 240 Hz. Para a mesma

cavidade e um comprimento de pescoço igual a 18 mm, a faixa de freqüência seria de 100 a

240 Hz. Então se pode observar que quanto maior o comprimento do pescoço maior será a

faixa de freqüência que o ressonador irá atuar.

Figura 37 – Comprimento da cavidade versus freqüência de ressonância


A Figura 38 mostra a variação da área do pescoço em função da freqüência de

ressonância e do comprimento do pescoço. Pode-se observar que, para uma mesma área de

pescoço, quanto maior o comprimento do pescoço do ressonador, menor será a freqüência. E

também, quanto maior o comprimento do pescoço, para a mesma faixa de variação da área do

pescoço, menor será a faixa de variação de freqüência.

61

Figura 38 – Área do pescoço versus freqüência de ressonância


4.2.2 Metodologia para o controle automático do ressonador de volume variável

Para realizar o controle automático do volume do ressonador optou-se por utilizar um

PLC e um servo motor. Esse sistema poderia ser feito por outros mecanismos de controle, por

exemplo, com microcontroladores, mas como o foco do trabalho não era avaliar e escolher o

melhor método de controle, então, o sistema escolhido foi o PLC e o servo motor.

Todo o sistema de controle utilizado é constituído de equipamentos da Bosch Rexroth.

Tanto para o controle do PLC quanto para o controle do servo motor é utilizado um software

onde é realizada toda a programação. A comunicação entre o servo motor, seu drive de

controle e o PLC é feita através de uma rede profibus. O sistema, bem como seus parâmetros

e características, é descrito a seguir. O esquema de controle utilizado é mostrado na Figura 39.

62

Figura 39 – Sistema de controle


O sistema de controle funciona da seguinte forma: o inversor de freqüência envia o

sinal de rotação para o motor elétrico, que gira o comando de válvulas. Como o sistema

utilizado a freqüência em que o motor elétrico está girando é a mesma da válvula de

admissão.

A leitura de rotação é feita por um sensor magnético que gera pulsos. Para o PLC ler a

rotação, primeiro esse pulso passa por um microcontrolador que converter a freqüência dos

pulsos em 2 bytes. Por exemplo, se o motor está a 1200 rpm, o sistema de conversão enviar

para o PLC o sinal 00001101 00100000, que é o número 1200 em binário. Isso foi realizado

porque o cartão do PLC não suporta freqüências acima de 10 Hz, e como a frequência do

experimento é maior que 10 Hz, então foi necessário realizar essa conversão.

A princípio a leitura da freqüência do motor seria realizada através do inversor de

freqüência que controla o motor. Porém, por problemas no laboratório onde foram realizados

os experimentos não foi possível obter essa medida de forma confiável.

63

A leitura de rotação é enviada ao PLC através de 16 entradas digitais, que

internamente é convertido em um valor de rotação. Assim, o PLC realiza o seguinte cálculo:

60

nf = (27)

Onde:

n: rotação do motor [rpm];

f: freqüência do motor [Hz].

Para que o ressonador atue diretamente no sistema, a freqüência natural do sistema

deve ser obtida a partir da solução da Equação 26. Como a área da base do cilindro também é

fixa, a variação do volume ocorre através da variação da altura. Portanto o sistema de controle

lê o valor da rotação do sistema, calcula a freqüência que o sistema deveria ter e altera o

volume interno do ressonador para que ocorra a sintonia entre a freqüência de rotação do eixo

de comando de válvulas e a freqüência natural do sistema.

Para mover o pistão é necessário que o servo motor gire no sentido horário, que

empurra o êmbolo para frente diminuindo o volume do cilindro, ou no sentido anti-horário,

que puxa o êmbolo para trás aumentando o volume do ressonador.

Após ter realizado os cálculos de posicionamento, o PLC envia um sinal para o drive

que controla o servo motor indicando o quanto ele deve girar para chegar à posição desejada.

O PLC também envia um sinal indicando se o servo vai girar no sentido horário ou anti-

horário. O software de programação do drive de controle do servo motor é o IndraWorks.

Todos os parâmetros de controle são inseridos nesse software. O servo motor recebe do PLC

um comando de posicionamento. O seu drive faz internamente uma malha de controle de

posição. Essa malha de controle e alguns dos seus parâmetros são mostrados no APÊNDICE

A.

Para o sistema ficar mais amigável foi criada uma tela de supervisório, que é mostrada

no APÊNDICE A, onde são inseridos os parâmetros de controle. Nessa tela podem ser

definidos os valores de velocidade, aceleração e desaceleração com que o servo motor vai

operar. Assim, o sistema de controle funciona de forma dinâmica: o PLC recebe o sinal de

rotação, calcula o volume que o ressonador deve ter, envia um comando de posicionamento

para o drive do servo motor, que se move para a posição alcançando o volume desejado.

64

Nesse caso, o ressonador, cujo volume é variável, é controlado automaticamente em função

da rotação do motor. O ressonador e o sistema de controle são mostrados nas Figuras 40 e 41.

Figura 40 – Ressonador de volume variável com servo motor


Figura 41 – Sistema de controle do ressonador


65

4.3 Metodologia dos testes em Banco de Fluxo

Neste item é apresentado o aparato experimental utilizado, denominado banco de

fluxo, bem como os equipamentos que o compõem e o modo de funcionamento. Um dos

objetivos do aparato é simular experimentalmente o comportamento dinâmico das válvulas de

admissão e identificar os fenômenos pulsantes oriundos desse movimento.

4.3.1 Banco de Fluxo

Os experimentos desse trabalho foram realizados no banco de fluxo montado no

Laboratório de Fluidodinâmica Aplicada da Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais

(Figura 42).

Figura 42 – Foto do Banco de Fluxo da PUC-MG


O banco de fluxo é uma instalação que permite simular e analisar experimentalmente

as condições de escoamento do fluido, em regimes permanente e transiente, em sistemas de

66

admissão (e exaustão) de motores de combustão interna alternativos e seus acessórios.

Medidas como vazão mássica, pressão, temperatura e velocidade de rotação também podem

ser obtidas no banco de fluxo.

O sistema simula em parte o comportamento do pistão, pois produz uma depressão

constante entre a atmosfera e um grande reservatório ligado à seção de testes. A depressão é

gerada através de um soprador de grande porte. Reproduz-se o movimento das válvulas

através de um motor elétrico acoplado ao eixo de comando de válvulas, por meio de uma

correia dentada.

O esquema do banco de fluxo é mostrado na Figura 43. O equipamento é composto

basicamente de um soprador de grande porte com capacidade para insuflar até 300 m3/h de ar

a uma pressão manométrica máxima de 0,7 bar. O reservatório ao qual a seção de testes é

conectada tem capacidade de 350 litros.

Figura 43 – Esquema do Banco de Fluxo da PUC-MG


4.3.2 Procedimentos para realização dos testes em Banco de Fluxo

Os procedimentos foram implementados a partir dos testes realizados no Centro de

Pesquisas da Fiat, na Itália, e adaptados para o banco de fluxo (HANRIOT, 2001). Os testes

67

sempre são iniciados com a sala do banco de fluxo a 19ºC, sendo obtida esta temperatura com

o sistema de condicionamento de ar ligado pelo menos uma hora antes do início dos testes.

No banco de fluxo as válvulas manuais e motorizadas são selecionadas para condição de

operação aspirada e utilização do medidor laminar de vazão. Os testes são realizados para

uma faixa de rotação de 600 a 2800 rpm, sendo os intervalo de 200 rpm.

O objetivo principal desse experimento é analisar o comportamento da vazão mássica

e da pressão no conduto de admissão em diversos regimes de rotação do motor, com e sem a

presença do ressonador de Helmholtz no sistema de admissão. Para as medições de pressão

são utilizados transdutores de pressão inseridos próximo à porta da válvula e em algumas

posições dos tubos.

Com a temperatura do laboratório estabilizada é iniciado o procedimento de medição

das pressões e vazão do sistema. Primeiramente é ligado o insuflador de ar que gera depressão

no sistema, essa depressão simula a depressão imposta no interior do cilindro,espera-se 1

minuto para estabilização e posteriormente liga-se o motor que gira o eixo de comando de

válvulas, aumentando a rotação do motor para 600 rpm, primeiro ponto de medição. No banco

de fluxo há 3 válvulas, com as quais se controla a diferença de pressão entre o tanque de

equalização e o ambiente. Foi adotado que essa diferença de pressão fosse 200 mm de

mercúrio, em todas as medições.

Figura 44 – Colunas para medição de pressão estática


68

As medições de pressão do sistema, exceto as medições dos transdutores de pressão,

foram realizadas através de colunas de mercúrio e água, como é mostrado na Figura 44. A

coluna de mercúrio “1” mostra o diferencial de pressão entre o tanque de equalização e o

ambiente, a coluna de água “2” mostra o diferencial de pressão do medidor de vazão, por

placa de orifício, e a coluna de mercúrio “3” mostra o diferencial de pressão entre o medidor

de vazão e a atmosfera.

Com a rotação do motor a 600 rpm e a diferença de pressão no tanque a 200mm de

mercúrio, é medido o valor da coluna de água “2” e da coluna de mercúrio “3”, e as

aquisições das pressões dinâmicas foram realizadas através dos transdutores de pressão.

Foram realizadas cinco medições de pressões para cada rotação. Esse procedimento foi

adotado e seguido em todas as medições realizadas.

A partir dos valores de pressão lidos nas colunas “2” e “3” foi possível calcular a

vazão mássica do sistema. Esse valor foi obtido seguindo o procedimento descrito a seguir. O

medidor de vazão do banco de fluxo foi calibrado no CETEC (Fundação Centro Tecnológico

de Minas Gerais) ver ANEXO A.

Assim, para calcular a vazão do sistema, primeiramente era medido o diferencial de

pressão do medidor na coluna de água, e depois era calculado o valor de vazão conforme o

polinômio gerado na calibração do equipamento. Posteriormente com o valor da temperatura

ambiente, da umidade relativa do ar e da viscosidade do ar era calculada a vazão padrão, que

considera as condições do ambiente de teste. Com a vazão volumétrica, a temperatura

ambiente, a pressão do ar no medidor de vazão e a pressão manométrica, foi então calculada a

vazão mássica. Esse procedimento na obtenção da vazão mássica foi aplicado em todos os

testes.

4.3.3 Montagem do sistema

O cabeçote do motor foi fixado ao tanque de equalização por meio de um

acoplamento. O motor elétrico foi acoplado à polia do cabeçote por meio de um conjunto

polia – correia dentada. Os detalhes dessa montagem são mostrados na Figura 45.

69

Figura 45 – Esquema do conjunto de teste


Na montagem do sistema para os testes, apenas uma válvula de admissão era ativa

(Figura 46), sendo que as outras foram retiradas do cabeçote e as aberturas vedadas.

As polias que interligam o motor elétrico e o eixo de comando de válvulas possuem a

relação 1:1. Se a rotação do motor elétrico varia de 600 a 2800 rpm, então o eixo de comando

das válvulas irá variar também de 600 a 2800 rpm, que corresponde a 10 e 47 Hz,

respectivamente.

Figura 46 – Montagem do sistema em um único cilindro


70

Para simular o conduto de admissão, com a finalidade de testes em laboratório, foram

utilizados tubos de PVC retos de comprimentos de 1000 e 3000 mm, contados a partir do

ponto de referência (Figura 46), e diâmetro interno de 35 mm, comprimento esse

caracterizado pelos testes anteriormente realizados por Hanriot (2001) e Pereira (2008).

Para as medições de pressão foram utilizados transdutores de pressão inseridos

próximo à porta da válvula e em três posições do tubo. O transdutor utilizado é um sensor

piezoresistivo de pressão, cujas características são: alimentação máxima de 32 V, saída

máxima de 5 V, precisão de 0,25% do fundo de escala e a faixa de medição é de -1 a 1,5 bar.

As primeiras medições de pressão e vazão mássica do sistema são realizadas sem a

presença do ressonador, com condutos de 1000 e 3000 mm. A Figura 47 mostra a

configuração do conduto, bem como as distâncias entre os sensores. Os sensores P1, P2 e P3

realizaram as medidas de pressão ao longo do conduto.

(A) Conduto sem ressonador - 3000 mm (B) Conduto sem ressonador - 1000 mm

Figura 47 – Conduto sem o ressonador


Posteriormente, foram realizadas as medições de pressão e vazão mássica do sistema

com a presença do ressonador inserido na posição “1”. Essa posição é a mais próxima da

válvula, sendo a distância entre essa posição e o ponto de referência de 285 mm, como mostra

a Figura 48. O sensor P1 mede a pressão mais próxima à válvula e também a pressão na

entrada do ressonador. O sensor P4 mede a pressão no interior do ressonador. Os sensores P2

e P3 medem a pressão ao longo do conduto..

71

(A) Conduto com ressonador - 3000 mm (B) Conduto com ressonador - 1000mm

Figura 48 – Conduto com o ressonador na posição “1”


As medições na posição “1” foram realizadas com o ressonador com um volume fixo

de 1 litro, com um volume fixo de 5 litros, e posteriormente, com o ressonador de volume

variável, Figura 49. As medições foram realizadas variando a rotação do eixo de comando de

válvulas de 600 a 2800 rpm. O ressonador de volume variável está projetado para atuar de

(1950 a 6120) rpm. Dessa forma, espera-se que os resultados de medição da vazão mássica do

ressonador na faixa de 2000 a 2800 rpm, sejam melhores em comparação com os outros testes

de volume fixo e sem o ressonador.

Figura 49 – Montagem do sistema com o ressonador de Helmholtz – Posição 1


72

Após todas as medições na posição “1” foram realizados as medições na posição “2”,

que está mais afastada da válvula. A distância entre a posição “2” e o ponto de referência é

igual a 510 mm, como mostram as Figuras 50 e 51. O sensor P2 mede a pressão próxima a

válvula, o sensor P1 mede a pressão na entrada do ressonador, o sensor P4 mede a pressão no

interior do ressonador e o sensor P3 mede a pressão na posição mais distante da válvula.

(A) Conduto com ressonador - 3000 mm (B) Conduto com ressonador - 1000mm

Figura 50 – Conduto com o ressonador na posição “2”


Figura 51 – Montagem do sistema com o ressonador de Helmholtz – Posição 2


O ressonador foi inserido em duas posições distintas com o objetivo de avaliar o

comportamento da vazão mássica e da pressão no conduto nessas configurações. Como foi

73

observado na revisão da literatura, autores como Bortoluzzi e Doria (1999), Hanriot (2001),

Selamet (2001), Ceviz (2007), Pereira (2008), Souza (2010), entre outros afirmaram que a

maior vazão mássica ocorre quando o ressonador está inserido em uma posição mais próxima

da válvula. Assim, com o intuito de realizar também essa análise, foram realizados testes em

duas posições.

Portanto, as medições realizadas no laboratório foram, Quadro 4:

Quadro 4 – Medições realizadas no banco de fluxo

Tubo de 1 metro - Posição 1

Sem ressonador

Com ressonador de volume fixo de 1 litro

Com ressonador de volume fixo de 5 litros

Com ressonador de volume variável

Tubo de 1 metro - Posição 2

Sem ressonador




Tubo de 3 metros - Posição 1

Sem ressonador




Tubo de 3 metros - Posição 2

Sem ressonador





As freqüências utilizadas para os cálculos foram a freqüência da válvula de admissão,

obtida através da velocidade do eixo de comando do motor, e a freqüência do sistema obtida

pela Equação 26. Com o valor dessas freqüências é então utilizada a Equação 4 para calcular

o volume adequado do ressonador, para cada caso.

74

5 – RESULTADOS E ANÁLISES

5.1 Introdução

Neste capítulo são apresentados os resultados obtidos e uma análise dos mesmos. É

apresentada uma discussão de cada etapa dos testes realizados, principalmente sobre a

influência da inserção do ressonador no conduto de admissão na vazão mássica e na pressão

do sistema, que é o objetivo principal desse trabalho. As incertezas das medições são

mostradas na Figura71, Apêndice B. Basicamente, a maior incerteza para a medição da vazão

é de s/g5,0± .

5.2 Resultados do comportamento da vazão mássica e da pressão no conduto sem o

ressonador

As medições foram realizadas com condutos de 1 e de 3 metros. A Figura 52 ilustra as

curvas de vazão mássica dos condutos sem a presença do ressonador.

Figura 52 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 1 e 3 metros


75

Nota-se que o comprimento do conduto altera o valor da vazão mássica em função da

rotação do eixo de comando de válvulas. Pontos de máximo e mínimo são observados em

ambas as configurações. O tubo de 3 metros apresenta um ponto de mínimo (em 1600rpm)

com a menor vazão de 8,0 g/s. O tubo de 1 metro possui vazão mássica média na faixa de

rotação estudada igual a 16,6 g/s, enquanto o de 3 metros possui vazão mássica média igual a

14,6 g/s. Os pontos de máximos e mínimos estão relacionados com a pressão na porta da

válvula, e o comportamento da pressão está associado ao sistema que é somente uma válvula,

e não válvula e pistão.

Para analisar o comportamento da pressão foi gerada a amplitude das pressões ao

longo do conduto. A Figura 53 mostra as amplitudes de P1, sensor localizado próximo a

válvula, P2 posição intermediária, e P3 posição mais afastada da válvula, para o conduto de 3

metros. Como os sensores P1 e P2 estavam próximos, a amplitude das pressões foram

semelhantes, sendo que a amplitude de P1 é um pouco maior. A amplitude de P3 é a menor

dentre as pressões.

0 100 200 300 400 500 600 700 800-0.2

-0.1

0

0.1

0.2

0.3

0.4Rotação 2200 RPM - Pressão sem ressonador - Tubo 3 metros

Tempo (ms)

Pre

ssão

(ba

r)

P1

P2P3

Figura 53 – Pressão versus Tempo – Tubo de 3 metros sem ressonador – Posição 1


Pode-se concluir que as amplitudes de pressão no conduto são maiores próximas da

válvula e começam a decrescer no sentido oposto ao da válvula, conforme o esperado.

76

5.3 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto de 1 metro

com o ressonador

Primeiramente, foram realizadas medições com um conduto de 1 metro, sendo o

ressonador inserido na posição 1, o mais próximo da válvula.

Figura 54 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 1 metro – Posição 1


A Figura 54 mostra as medições de vazão mássica em relação a rotação do eixo de

comando. Pode-se observar que os resultados mostram uma melhora significativa quando foi

adicionado o ressoandor no sistema. Para o conduto de 1 metro o ressonador com o volume

fixo de 1 litro não melhorou tanto a vazão mássica quanto os ressonadores de volume fixo de

5 litros e de volume variável. O ressonador projetado começa a atuar no sistema a partir de

2000 rpm. Como pode ser observado na figura, o ressonador de volume fixo de 5 litros e o

ressonador de volume variável possuem aproximadamente as mesmas medidas até os 2000

rpm, sendo que a partir dessa rotação o ressonador de volume fixo de 5 litros começa a atuar

menos, e em contrapartida, o ressonador de volume variável começa a melhorar ainda mais a

vazão mássica do sistema.

Ao analisar a vazão mássica média na faixa de rotação estudada observa-se que o tubo

sem o ressonador possui vazão mássica média igual a 16,5 g/s, enquanto o tubo com o

ressonador possui vazão mássica média igual a 17,4 g/s, 18,6 g/s e 19,1 g/s, para o ressonador

77

de volume fixo de 1 litro, de 5 litros e de volume variável, respectivamente. A diferença de

vazão entre as duas configurações com o ressonador estão na faixa da incerteza da medição,

igual a s/g5,0± . Entretanto, a inserção do ressonador aumentou a vazão mássica do sistema

na faixa entre 2000 e 2600rpm.

Com o objetivo de analisar a amplitude de pressão do conduto de 1 metro foi gerado

um gráfico onde é mostrada a amplitude de pressão, sensor P1, localizado o mais próximo da

válvula, no conduto na rotação de 2200 rpm. Esse ponto foi escolhido, pois é o ponto onde o

ressonador começa a atuar, a partir de 2000 rpm, e que apresenta um maior pico de vazão

mássica.

0 100 200 300 400 500 600 700 800

-0.2

-0.1

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5Rotação 2200 RPM - Tubo 1 metro

Tempo (ms)

Pre

ssão

(ba

r)

Pressão P1-sem ressonador

Pressão P1-com ressonador

Figura 55 – Pressão versus Tempo – Tubo de 1 metro – Posição 1 – 2200 rpm


A Figura 55 mostra a amplitude de pressão no conduto sem a presença do ressonador e

com a presença do ressonador de volume variável. Observa-se que ao inserir o ressonador no

conduto, a amplitude de pressão diminui e a frequência aumenta. Isoladamente, tal

informação não revela um entendimento adicional. Já a Figura 56 mostra o pico de pressão

nos harmônicos referentes a rotação de 2200 rpm.

78

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

Rotação 2200 RPM - Tubo 1 metro

Frequência (Hz)

Pre

ssão

(ba

r)

Pressão P1-sem ressonador

Pressão P1-com ressonador

Figura 56 – Amplitude de Pressão – Tubo de 1 metro – Posição 1 – 2200 rpm


O primeiro pico está relacionado a freqüência fundamental da válvula, correspondente

a 36,7 Hz. O segundo pico, de amplitude maior, corresponde à sintonia entre o primeiro

harmônico da válvula e a freqüência natural do tubo de 1m, igual a 77,3 Hz.

5.4 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto de 3 metros

com o ressonador

A variação da curva de vazão mássica em função da rotação do eixo comando de

válvulas é mostrada na Figura 57 para um tubo de comprimento igual a 3m. No caso

analisado, o ressonador inicialmente foi inserido com volume interno de 1litro, posteriormente

com volume de 5 litros e finalmente teve seu volume alterado dinamicamente na faixa de

rotação analisada.

79

Figura 57 – Vazão Mássica versus Rotação – Tubo de 3 metros – Posição 1


Observa-se que o tubo de 3 metros em relação ao tubo de 1 metro sem o ressonador,

na faixa de rotação estudada, possue um maior desvio padrão, possuindo pontos de mínimos e

máximos. Também pode-se observar que ao inserir o ressonador no sistema a vazão mássica

obtém uma melhora significativa. O ressonador de volume fixo de 1 litro, que atua de maneira

mais eficaz em altas frequências, influencia na melhoria da vazão mássica a partir de 2000

rpm, apresentando resultados maiores nas altas rotações, como o esperado teoricamente.

O ressonador de volume fixo de 5 litros e de volume variável, também apresenta um

comportamento semelhante até 2000 rpm, sendo que a patir dessa rotação há um ligeiro

aumento da vazão mássica do ressonador variável, porém tal medida encontra-se dentro da

faixa de incerteza de medição da vazão (±0,5 g/s).

Ao analisar a vazão mássica média na faixa de rotação estudada observa-se que o tubo

sem o ressonador possui vazão mássica média igual a 14,6 g/s, enquanto o tubo com o

ressonador possui vazão mássica média igual a 17,2 g/s, 17,8 g/s e 18,1 g/s, para o ressonador

de volume fixo de 1 litro, de 5 litros e de volume variável, respectivamente. Portanto, ao

inserir o ressonador no sistema a vazão mássica média aumentou.

Observa-se também, que na rotação de 1600 rpm foi o ponto onde, sem o ressonador,

ocorreu a menor vazão mássica, em torno de 8,0 g/s. Quando o ressonador é inserido, seja ele

com qualquer um dos volumes analisados, há um aumento da vazão mássica para valores em

torno de 18,0 g/s, representando um ganho de cerca de 125%.

80

A Figura 58 mostra os sinais de pressão P1, entrada do ressonador, e P4 pressão no

interior do ressonador para a rotação de 1600rpm. As ondas de pressão no interior do

ressonador possuem pontos de máximos e mínimos menores que aquelas na entrada do

ressonador, no conduto.

0 100 200 300 400 500 600 700 800-0.2

-0.15

-0.1

-0.05

0

0.05

0.1

0.15

0.2Rotação 1600 RPM - Tubo de 3 metros - Posição 1

Tempo (ms)

Pre

ssão

(ba

r)

P1

P4

Figura 58 – Pressão versus Tempo – Ressonador variável– Posição 1 – 1600rpm


A Figura 59 mostra a análise de Fourier dos sinais de pressão da Figura 58. No

primeiro harmônio em torno de 26,7 Hz, que corresponde a 1600 rpm, a amplitude no interior

do ressonador é maior do que na entrada do ressonador, isso porque o ressonador tem a

função de amplificar o sinal. Assim, quando ocorre a atuação do ressonador, espera-se que a

pressão em seu interior seja maior que a pressão incidente. Autores como Hanriot (2001),

Pereira (2008) obtiveram resultados semelhantes. A partir do segundo harmônico a amplitude

de pressão no interior do ressonador começa a diminuir.

81

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1Rotação 1600 RPM - Tubo de 3 metros - Posição 1

Frequência (Hz)

Pre

ssão

(ba

r)

P1

P4

Figura 59 – Amplitude de Pressão – Ressonador variável – Posição 1 – 1600rpm


Ao analisar o gráfico 57, na rotação de 2600 rpm, o sistema com o ressonador de

volume fixo de 1 litro possui um maior valor de vazão mássica quando comparado com o

ressonador de volume variável. Contudo, o esperado era que o ressonador de volume variado

obtivesse um melhor resultado do que o ressonador de volume fixo de 1 litro. Para buscar

entender o comportamento da pressão no interior do ressonador e compreender essa diferença

de valores de vazão mássica é gerado o gráfico de pressões, Figura 60, que mostra a pressão

no interior do ressonador de volume variável e de volume fixo para a rotação de 2600 rpm.

Pode-se observar na Figura 60 que a pressão no interior do ressonador de volume fixo de 1

litro apresentou pontos de máximos e mínimos maiores quando comparados com a pressão do

ressonador de volume variável.

82

0 100 200 300 400 500 600 700 800-0.2

-0.15

-0.1

-0.05

0

0.05

0.1

0.15

0.2Rotação 2600 RPM - Tudo de 3 metros - Posição 1

Tempo (ms)

Pre

ssão

(ba

r)

Pressão P4 - ressonador 1 litro

Pressão P4 - ressonador variável

Figura 60 – Pressão versus Tempo–Tubo 3m–Pos.1–1600rpm–Vol.1L e variável


Ao comparar a amplitude das pressões no interior do ressonador de volume fixo de 1

litro e do ressonador de volume variável, Figura 61, pode-se observar que as amplitudes, no

primeiro e no segundo harmônicos, são maiores no ressonador de volume fixo de 1 litro, que

por sua vez obteve o maior valor de vazão mássica.

Portanto pode-se concluir que quanto mais o ressonador atua no sistema, maior é a

absorção de energia e maior será a amplitude de pressão no interior de sua câmara.

83

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1Rotação 2600 RPM - Tudo de 3 metros - Posição 1

Frequência (Hz)

Pre

ssão

(ba

r)

Pressão P4 - ressonador 1 litro

Pressão P4 - ressonador variável

Figura 61 – Amplitude de Pressão–Tubo 3m–Pos.1–1600rpm–Vol.1L e variável


A Figura 62 mostra o fator de qualidade Q em função da frequência fundamental de

resposta do ressonador. O gráfico foi gerado com as medições realizadas no conduto de 3

metros e com o ressonador de volume fixo de 1 litro. A razão foi obtida a partir dos valores

das amplitudes das frequencias fundamentais das pressões P4 (pressão no interior do

ressonador), e P1, pressão na entrada do ressonador.

Figura 62 – Fator de qualidade Q – Volume 1L – Posição 1


84

A Figura 62 mostra o fator de qualidade para as rotações estudadas. O fator de

qualidade na frequência de 2800 rpm é igual a 1,93, indicando que o ressonador amplifica a

energia absorvida em 1,93 vezes. É esta energia refletida que retorna à fonte excitadora (

válvula de admissão), podendo causar um aumento do rendimento volumétrico do motor.

5.5 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto com a

variação de posição do ressonador no conduto

As medições também foram realizadas variando a posição do ressonador ao longo do

conduto. A Figura 63 mostra para o tubo de 3 metros os efeitos na vazão mássica quando o

ressonador foi inserido na posição 1 e na posição 2.

Figura 63 – Vazão Mássica – Posição 1 e Posição 2


Como pode-se observar, quanto mais próxima da válvula de admissão, posição 1,

melhores são os resultados de vazão mássica em comparação com os valores de vazão

mássica na posição 2, que está mais afastada da válvula. Entretanto, uma conclusão definitiva

não pode ser formulada, uma vez que os valores medidos estão dentro da faixa de incerteza da

medição, igual a ± 0,5g/s.

85

Tabela 1 – Vazão Mássica Média

Vazão Mássica Média [g/s]

Posição 1 Posição 2

Sem ressonador 14,6 14,6

Res. volume fixo 1 litro 17,2 16,9

Res. volume variável 18,1 17,1


A Tabela 1 mostra os valores da vazão mássica média. Ao analisar esses valores

observa-se que a vazão mássica aumenta quando é inserido o ressonador no sistema, sendo

que o maior aumento ocorre com o ressonador de volume variável. Ao analisar o

posicionamento do ressonador, nota-se que os maiores valores de vazão mássica ocorrem na

posição 1, que está localizada o mais próximo da válvula de admissão. Essa variação da vazão

com a rotação está de acordo com os resultados obtidos por Bortoluzzi e Doria (1999),

Hanriot (2001), Selamet (2001), Ceviz (2007), Pereira (2008), Souza (2010), que afirmaram

que a maior vazão mássica ocorre quando o ressonador está inserido em uma posição mais

próxima à válvula.

5.6 Resultados do comportamento da vazão mássica e pressão no conduto com o

ressonador variável em função da freqüência do sistema

Nos itens anteriores o ressonador teve o seu volume variado em função da freqüência

da válvula de admissão, que gerou todos os resultados do ressonador variável observados.

Entretanto, ao modelar o ressonador pode-se relacionar sua freqüência àquela do sistema.

Assim, utilizando-se as equações 4 e 26 e o software EES, as freqüências foram

calculadas para uma faixa de medição de 1200 a 2800rpm, Tabela 2. O sistema não convergiu

para freqüências inferiores.

86

Tabela 2 – Relação entre a Rotação, a Freq. Válvula, a Freq. Sistema e o Volume


Após a determinação da freqüência do sistema, a vazão mássica em função da rotação

do eixo comando de válvulas foi novamente medida. A Figura 64 mostra os resultados obtidos

para esta nova seqüência.

Figura 64 – Vazão Mássica - Ressonador variável com a freqüência do sistema


A Figura 64 mostra a vazão mássica do sistema como mostrado anteriormente no

capítulo 5.4, porém foi acrescentada uma nova curva, sólida, que representa a vazão mássica

obtida a partir da variação do volume do ressonador em função da freqüência do sistema.

Rotação [rpm] Freq. Válvula [Hz] Freq. Sistema [Hz] VOLUME [L]

1200 20,00 36,72 4,08 1400 23,33 36,77 4,07 1600 26,67 36,82 4,06 1800 30,00 69,43 1,14 2000 33,33 69,29 1,15 2200 36,67 69,10 1,15 2400 40,00 68,87 1,16 2600 43,33 68,62 1,17 2800 46,67 68,22 1,18

87

Como observado com esta nova configuração, a vazão mássica média é igual a 19,2 g/s,

enquanto para o ressonador ajustado com a freqüência da válvula a vazão é igual a 18,2 g/s.

Somente foi possível chegar a este resultado analisando os resultados anteriores e

refazendo os cálculos da freqüência do ressonador.

Portanto há indícios que mostram que para uma atuação mais eficaz do ressonador, seu

volume interno deve ser variado em função da freqüência do sistema e não com a freqüência

da válvula.

A Figura 65 mostra as amplitudes de pressão de P1, pressão na entrada do ressonador

e P4, pressão no interior do ressonador para a rotação de 1600 rpm. Esta rotação foi escolhida

por representar o ponto onde se obteve o maior ganho de vazão mássica. Nesta rotação, a

vazão mássica sem o ressonador é de 8,0 g/s, enquanto que ao inserir o ressonador a vazão é

de 19,6 g/s, obtendo-se assim um aumento de 145%.

0 50 100 1500

0.005

0.01

0.015

0.02

0.025

0.03

0.035

0.04

0.045

0.05Tubo 3 metros - Posição 1 - 1600 rpm - Ressonador variando com freq. sistema

Frequência (Hz)

Pre

ssão

(ba

r)

P1

P4

Figura 65 – Amplitude de Pressão-Ressonador variável – 1600 rpm


88

A Figura 65 mostra que a amplitude de pressão no interior do ressonador é maior que a

amplitude na entrada do ressonador, como observado nos outros resultados. Isso evidencia

que o ressonador está atuado no sistema.

Figura 66 – Fator de qualidade Q – Volume variável com a freqüência do sistema


A Figura 66 mostra o fator de qualidade Q, que relaciona a razão entre as amplitudes

de pressão das freqüências fundamentais entre os pontos no interior do ressonador (P4) e em

sua entrada (P1). É observado que o ressonador atua em todas as freqüências, sendo que na

rotação de 2800 rpm ocorreu a maior amplificação, equivalente a 1,84 vezes.

89

6 – CONCLUSÕES

Nesse capítulo são apresentadas as conclusões sobre os resultados experimentais e

sugestões para trabalhos futuros. As conclusões deste trabalho referem-se ao desenvolvimento

e construção do ressonador de volume variável, os procedimentos realizados e aos resultados

obtidos nos testes experimentais no Banco de Fluxo.

a) O comportamento da curva de vazão mássica em função da rotação do eixo de

comando de válvulas apresenta pontos de máximos e mínimos bem definidos

para os tubos de 1 e 3 metros.

b) As amplitudes de pressão ao longo do conduto são maiores próximas da

válvula de admissão e vão decrescendo no sentido contrário à válvula.

c) O ressonador construído e o sistema de controle eletrônico permitiram a

variação do volume interno do ressonador de acordo com a dinâmica do

processo, o que permitiu a melhoria da vazão mássica em uma ampla faixa de

rotações.

d) Com a inserção do ressonador no conduto, o comportamento da curva de vazão

mássica é alterado. Os resultados mostraram que a maior vazão mássica ocorre

quando o ressonador está inserido o mais próximo possível da válvula de

admissão.

e) O ressonador aumenta a vazão mássica no tubo para uma ampla faixa de

rotação testada.

f) A variação do volume do ressonador e a posição no sistema de admissão

afetam a forma das ondas de pressão no conduto e no ressonador.

g) Ao analisar a amplitude de pressão no interior e na entrada do ressonador foi

observado que a amplitude de pressão em seu interior é maior do que a

amplitude na entrada. Tal observação está relacionada com a atuação do

ressonador no sistema. Quanto maior é essa amplitude mais o ressonador age

no sistema, isso porque o ressonador tem a função de amplificar o sinal, pois

atua como um absorvedor de energia, e é está energia refletida que retorna à

90

fonte excitadora (válvula de admissão), podendo causar um aumento na vazão

mássica do sistema.

h) O modelo que determina a freqüência natural do sistema foi capaz de calcular a

freqüência do sistema, que por sua vez foi utilizada no cálculo do ressonador

variável.

i) Quando se utiliza um ressonador de volume variável no conduto, em certas

faixas de rotação, melhores são os valores de vazão mássica comparados com

os ressonadores de volume fixo e sem o ressonador.

j) Os maiores valores de vazão mássica foram obtidos com o ressonador que

variou o seu volume em função da freqüência do sistema, e não com o

ressonador que variou seu volume com a freqüência da válvula.

k) Os resultados obtidos mostram que é possível a utilização de um ressonador de

volume variável no aumento da vazão mássica de um motor de combustão

interna, de forma a obter ganhos em desempenho para uma faixa de rotação do

motor.

6.1 Sugestões para trabalhos futuros

a) Realizar um estudo experimental utilizando o ressonador de volume variável

em um conduto de admissão associado aos quatro cilindros do motor de

combustão interna.

b) Realizar um estudo experimental utilizando o ressonador de volume variável

no conduto de admissão de um veículo e analisar a influência do ressonador na

potência do motor.

c) Projetar e construir um sistema de controle para o ressonador de volume

variável mais adequado para ser utilizado em um veículo.

d) Realizar um estudo experimental da influência do posicionamento do

ressonador, ao invés de posicioná-lo em 90° em relação ao conduto, posicioná-

lo a 45° em relação ao conduto, e analisar a influência desse posicionamento na

vazão mássica do sistema.

91

e) Realizar um estudo com ressonador juntamente com caixas ressonantes

inseridos no conduto de admissão, com o objetivo de estudar o comportamento

da vazão mássica do sistema com a presença desses elementos.

f) Realizar um estudo experimental utilizando o ressonador de volume variável

em um conduto de admissão com o motor elétrico acionando o virabrequim, de

modo a poder analisar o sistema válvula-pistão.

92

REFERÊNCIAS BENAJES, J. et al. Predesign Model for Intake Manifolds in Internal Combustion Engines. Detroit : SAE International, 1997. (SAE Paper Nº 970055). BENSON R.S. The thermodynamics and gas dynamics of internal combustion engines. New York: Oxford University Press, 1982. v. 1. BENSON R.S. The thermodynamics and gas dynamics of internal combustion engines. New York: Oxford University Press, 1986. v.2 BEDOUT, J. M. Adaptive passive noise control with seft-tuning Helmholtz resonators. Journal of Sound and Vibration, Indiana, v. 202, n. 1, p. 109-123, abr., 1996. BOLTON, W. Mecatrônica: uma abordagem multidisciplinar. 4. ed. São Paulo : Bookman, 2010. BORTOLUZZI, D.; DORIA, A.; COSSALTER, V.; The Effect of Tunable Resonators on the Volumetric Efficiency of an Engine. Dearborn : SAE International, 1998. (SAE Paper N° 983045). BORTOLUZZI, D.; DORIA, A.; High-Tech Engines and Cars. In: INTERNATIONAL CONFERENCE, 5, 1999, Modena, Itália. Analysis and Simulation of Engine Tuned Intake Systems. Modena : Democenter, 1999. p. 3-4. BRADS M.C. Helmholtz tuned indiction system for turbocharged diesel engine. Michigan : SAE International, 1979. (SAE Paper N° 790069). CEVIZ, M. A. Intake plenum volume and its influence on the engine performace, cyclic variability and emissions. Energy Conversion and Management, Turkey, v. 48, p. 961-966, out., 2007. CHANAUD, R.C. Effects of geometry on the resonance frequency of Helmholtz resonators. Journal of Sound and Vibration, Provo, v. 178, n. 3, p. 337-348, ago., 1994. CHEN, K.; LIU, Y.; A physical insight of the active control on sound source in a pipe. Applied Acoustics, Taiwan, v. 61, n. 2, p. 133-148, jun., 2000. CHEN, K. T. et al. The improvement on the transmission loss of duct by adding Helmholtz resonators. Applied Acoustic, Taiwan, v. 54, n. 1, p. 71-82, maio, 1998. DEAR, T.; INGARD, K.U.; SCHUCHARDT, M.E.; An air induction system for a four-cylinder engine: design, noise control and engine efficiency. Traverse City : SAE Internacional, 1993. (SAE Paper Nº 931317). DORIA, A. A Simple Method for the Analysis of Deep Cavity and Long Neck Acoustic Resonators. Journal of Sound and vibration, v. 232, n. 4, p. 823-833, 2000.

93

DORF, R.C.; BISHOP, R.H.; Sistemas de controle modernos. 8. ed. Rio de Janeiro:LTC – Livros Técnicos e Científicos, 2001. ESTÈVE, S. J.; JOHNSON, M. E.; Adaptive Helmholtz resonator and passive vibration absorbers for cylinder interior noise control. Journal of Sound and Vibration, Blacksburg, v. 288, n. 4, p. 1105-1130, jan., 2005. FIGLIOLA, R.S.; BEASLEY, D.E.; Theory and Design for Mechanical Measurements. 2. ed. New York: John Wiley, 1995. GERGES, S. N. Y. Ruído: fundamentos e controle. 1. ed. Florianópolis:NR Consultoria e Treinamento, 1992. GONÇALVES Jr., A.A. Metrologia Parte I. Florianópolis : Laboratório de Metrologia e Automatização, Departamento de Engenharia Mecânica, Universidade Federal de Santa Catarina, 2002. GUIMARÃES, L., D., M. Análise de escoamento dinâmico em coletores de admissão de motores de combustão interna com variador de fase. 2008. Dissertação (Mestrado) - Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais, Belo Horizonte. HALL, D.E. Basic Acoustics. Harper & Row, Publishers Inc., 1987. HANRIOT, S.M. Estudo dos fenômenos pulsantes do escoamento de ar nos condutos de admissão em motores de combustão interna. 2001. Tese (Doutorado) – Universidade Federal de Minas Gerais, Belo Horizonte. HANRIOT, S. M.; VALLE, R. M.; MEDEIROS, M. A. F.; Estudo experimental dos fenômenos pulsantes em um coletor de aspiração de tubo reto de um motor de combustão interna alternativo. In: CONGRESSO IBEROAMERICANO DE ENGENHARIA MECÂNICA, 4, Santiago do Chile. Anais do IV Congresso Iberoamericano de Engenharia Mecânica. Santiago do Chile: Universidade de Santiago de Chile, 1999. HANRIOT, S. M. et al. Estudo experimental do ressonador de Helmholtz no coletor de aspiração de um motor de combustão interna alternativo. In: CONGRESSO BRASILEIRO DE ENGENHARIA MECÂNICA, 15, Águas de Lindóia. Anais do XV Brazilian Congress of Mechanical Engineering. São Paulo, 1999. v. 1. p. 1-10. HANRIOT, S. M.; VALLE, R. M.; MEDEIROS, M. A. F.; Estudo numérico e experimental do escoamento de ar em condutos de aspiração retos de motores de combustão interna alternativos. In:BRAZILIAN CONGRESSO OF THERMAL ENGINEENRING AND SCIENCES, 8, Porto Alegre. Proceedings of the VIII Brazilian Congress of Thermal Engineering and Sciences. Porto Alegre : ABCM, 2000. HANRIOT, S. M.; GUIMARÃES, L. M.; RUSSI, G. G. P.; Análise do escoamento fluidodinâmico em condutos de aspiração na presença de caixas ressonantes. San Diego : SAE International, 2002. (SAE Paper Nº 200200259).

94

HARRISON, M. F.; DUNKLEY, A.; The acoustic of Racing engine intake systems. Journal of Sound and Vibration, Northants, v. 271, n. 3, p. 959-984, abr., 2004. HARRISON, M. F.; SOTO, I. D.; UNZUETA, P.L. R.; A linear acoustic model for multi-cylinder IC engine intake manifolds including the effects of the intake throttle. Journal of Sound and Vibration, Bedfordshire, v. 278, n. 4, p. 975-1011, dez., 2004. HEISLER, H. Advanced Engine Technology. Warrendale: SAE International, 1995. HEYWOOD, J.B. Internal Combustion Engines Fundamentals. New York: McGraw-Hill, 1988. IH, J. G. et al. Prediction of intake noise of an automotive engine in run-up condition. Applied Acoustic, Okazaki, v. 70, n. 2, p. 347-355, Fevereiro, 2009. JOHNSON, D. E.; HILBURN, J. L.; JOHNSON, J. R.; Fundamentos de análise de circuitos elétricos. 4. ed. Rio de Janeiro: Prentice Hall do Brasil, 2008. KELA, L. Resonant frequency of an adjustable Helmholtz resonator in a hydraulic system. Archive Applied Mechanics, v.79, p. 1115-1125, 2009. KINSLER, L.E; FREY, A. R. Fundamentals of Acoustics. 2.ed. New York: John Wiley, 1980. KOSTUN, J.D.; LIN, J.S.; Effect of resonator location on resonator effectiveness using NASTRAN mode shape prediction analysis and LAMPS acoustic model. Detroit : SAE International, , mar., 1994 (SAE Paper Nº 940614). LIU, D. et al. Computational and Experimental Investigation in induction Gas Dynamics of a Small Two-Cylinder Diesel Engine. Detroit : SAE International, 1997. (SAE Paper N° 930597). MA, R.; SLABOCH, P. E.; MORRIS, S. C.; Fluid mechanics of the flow-excited Helmholtz resonator. Journal of Fluid Mechanics, Notre Dame, v. 623, p. 1-26, mar., 2009. MAO, Q.; PIETRZKO, S.; Experimental study for control of sound transmission through double glazed window using optimally tuned Helmholtz resonators. Applied Acoustic, Duebendorf, v. 71, n. 1, p. 32-38, ago., 2010. MOREL, T.; SILVESTRI, J. J.; COSTELLO M.; Study of Intake System Wave Dynamics and Acoustics by Simulation and Experiment. Detroit : SAE International, 1994. (SAE Paper Nº 940206). MORSE, P.H.; BODEN, R.H.; SCHECTER, H.; Acoustic vibrations and internal combustion engine performance. Journal of applied Physics, Massachusetts, v. 9, n. 1, p. 16-23, jan., 1938. NAIR, S. U. et al.Experimental and computational investigation of coupled resonator-cavity systems. Applied Acoustics, Chennai, v. 71, n. 1, p. 61-67, ago., 2010.

95

OGATA, K. Engenharia de controle moderno. 2. ed. Rio de Janeiro: Prentice Hall do Brasil, 1997. OHATA, A.; ISHIDA, Y.; Dynamic inlet pressure and volumetric efficiency of four-cycle cylinder engine. Warrendale : SAE International, 1982. (SAE Paper Nº 820407). OSHKAI, P. et al. Imaging of acoustically coupled oscillations due to flowpast a shallow cavity: effect of cavity length scale. Journal of Fluids and Structures, Schenectady, v. 20, n. 2, p. 277–308, fev., 2005. PANTON, R.L.; MILLER, J. M.; Resonant frequencies of cylinder Helmholtz resonators. Journal of the Acoustical Society of America, v. 57, n. 6, p. 1533 – 1535, 1975. PAZOS, F. Automação de Sistemas & Robótica. Rio de Janeiro:Axcel Books, 2002. PEREIRA, L. V. M. et al. Analyis of the Fluid Flow in Two Intake Pipes with a Junction. In: INTERNATIONAL CONGRESS OF MECHANICAL ENGINEERING, 17, São Paulo. Proceedings of the XVII International Congress of Mechanical Engineering. Rio de Janeiro : ABCM, 2003. v. 1, p. 1-9. PEREIRA, L.V.M. Estudo experimental da influência de um ressonador de volume variável na massa de ar admitida por um motor de combustão interna. 2008. Tese (Doutorado) – Universidade Federal de Minas Gerais, Belo Horizonte. PETER, B.; GOSMAN, A.D.; Numerical simulation of unsteady flow in engine intake manifolds. Detroit : SAE International, 1993. (SAE Paper Nº 930609). PINTO F. A. N. C.; PACHECO W. S.; Sound Quality of Exhaust Pipes Through Semi-Active Noise Control. In: CONGRESSO E EXPOSIÇÃO INTERNACIONAL DA TECNOLOGIA DA MOBILIDADE, 15, São Paulo. Anais do XV Congresso e Exposição Internacional da Tecnologia da Mobilidade. São Paulo : SAE Brasil, 2006. (SAE Paper N° 2006012575). RODRÍGUEZ, A. J. D.; VALLE, R. M.; HANRIOT, S. M.; Análise da propagação das ondas de pressão no coletor de admissão de um motor de combustão interna com a presença de um ressonador de Helmholtz. In: CONGRESSO SAE BRASIL, São Paulo, 2006. (SAE Paper Nº 2006012772). SELAMET, A.; KOTHAMASU, V.; NOVAK, J. M.; Insertion loss pf a Helmholtz resonator in the intake system of internal combustion engines: and experimental and computational investigation. Applied Acoustics, Ohio, v. 62, p. 381-409, maio, 2001. SELAMET, A.; RADAVICH, M.; Helmoltz resonator: A multidimensional analytical computational, and experimental study. Michigan : SAE International, 1995. ( SAE Paper Nº 951263). SELAMET, A.; DICKEY, N. S.; NOVAK, J. M.; Theoretical computational and experimental investigation of Helmholtz resonator with fixed volume: lumped versus distributed analysis. Journal of Sound and Vibration, Michigan, v 187, n. 2, p. 358-367, out., 1995. SELAMET, A.; XU, M. B.; LEE, I.; Helmholtz resonator lined with absorbing material. Ohio: Journal of the Acoustical Society of America, v. 117, p. 725-733, nov., 2005.

96

SELAMET, A.; LEE, I.; Helmholtz resonator with extended neck. Journal of the Acoustical Society of America, Ohio, v. 113, p. 1975-1985, jan., 2003. SLATON, W.V. An open-air infrasonic thermoacoustic engine. Applied Acoustic, v. 71, n. 3, p. 236-240, mar., 2010. SOUZA, G. R. Estudo Experimental e Numérico do Sistema de Admissão de um Motor de Combustão Interna. 2010. Tese (Doutorado) - Escola de Engenharia de São Carlos da Universidade de São Paulo, São Paulo. STONE, C.R.; ETMINAN, Y.; Review of induction System Design and a Comparison Between Prediction and Results from a Single Cylinder Diesel Engine. Milwaukee : SAE International, 1992. (SAE Paper N°921727). SUN, D. et al. Novel Helmholtz resonator used to focus acoustic energy of thermoacoustic engine. Applied Thermal Engineering, Hangzhou, v. 29, n. 5, p. 945-949, abr., 2009. TANG, S. K. On Helmholtz resonators with tapered necks. Journal of Sound and Vibration, Hong Kong, v. 279, n. 3, p.1085-1096, jan., 2005. TOYODA, M.; MU, R.L.; TAKAHASHI, D.; Relationship between Helmholtz-resonance absorption and panel-type absorption in finite flexible microperforated-panel absorbers. Applied Acoustic, Kyoto, v. 71, n. 4, p. 315-320, abr., 2010. VAN BASSHUYSEN, R.; SCHAFER, F. Internal combustion engine handbook: basics, components, systems, and perspectives. Warrendale : SAE International, 2004. XU, M. B.; SELAMET, A.; KIM, H.; Dual Helmholtz Resonator. Applied Acoustic, Ohio, v. 71, n. 9, p. 822-829, set., 2010. ZHAO D.; MORGANS A.S.; Tuned passive control of combustion instabilities using multiple Helmholtz resonators. Journal of Sound and Vibration, v. 320, p. 744-757, mar., 2009. WHITE, F.M. Fluid Mechanics. 3. ed. New York: McGraw-Hill, 1994. WINTERBONE, D.E.; YOSHITOMI, M.; Theaccuracy of calculating wave action in engine intake manifolds. Detroit : SAE International, 1990 (SAE Paper Nº 900677). WINTERBONE, D. E.; PEARSON, R. J.; Design techniques for engine manifolds: Wave action methods for IC engines. Warrendale: SAE, 1999.

97

APÊNDICE A – Telas de Programação do Sistema de Controle

O software utilizado para a programação do PLC foi o IndraLogic. A Figura 67 mostra

a tela de programação.

Figura 67 – Tela do software de programação do PLC

Fonte: IndraLogic

O software de programação do drive de controle do servo motor é o IndraWorks.

Todos os parâmetros de controle são inseridos nesse software. O servo motor recebe do PLC

um comando de posicionamento. O seu drive faz internamente uma malha de controle de

posição. Essa malha de controle e alguns dos seus parâmetros são mostrados na Figura 68 e

69, respectivamente.

98

Figura 68 – Malha de controle do servo motor

Fonte: IndraWorks

Figura 69 – Parâmetros do servo motor

Fonte: IndraWorks

99

Para o sistema ficar mais amigável foi criado uma tela onde é possível inserir

parâmetros de controle para realizar teste e ligar o sistema automático. A Figura 70 mostra

essa tela, com os valores de velocidade, aceleração e desaceleração com que o servo motor

opera. Há ainda a opção de se operar manualmente o sistema, colocando a posição para o

servo se mover, ou operar automaticamente pressionando o botão “Automático”.

Figura 70 – Tela de controle do processo

Fonte: IndraLogic

100

APÊNDICE B – Análise de Incerteza de Medição

Os testes realizados no banco de fluxo foram com diferentes configurações. Para a

análise da incerteza de medição foi escolhido o tubo de 3 metros sem ressonador. Para cada

rotação foram geradas quatro medições de vazão mássica. A Tabela 3 mostra as medições

Tabela 3 – Medições realizadas

Rotação

[rpm] Vazão 1 [g/s] Vazão 2 [g/s] Vazão 3 [g/s] Vazão 4 [g/s]

600 18,2 18,6 18,1 18,4

800 11,9 11,7 11,9 11,3

1000 16,9 17,0 16,9 17,4

1200 17,2 17,4 17,1 17,5

1400 11,4 10,9 11,4 11,4

1600 8,1 8,0 8,0 7,5

1800 9,7 10,2 9,7 10,0

2000 15,6 16,2 15,6 15,7

2200 18,2 18,3 18,2 18,0

2400 14,3 13,8 14,3 14,2

2600 14,1 14,2 14,5 14,2

2800 18,0 18,4 18,3 18,1


Com as medições são realizadas a média dos valores para cada rotação:

∑ == n

ixi

nx

1.

1

Onde:

x : Média das medições

n= número de medições

xi=somatório das medições

O desvio padrão é uma medida de dispersão dos valores de uma distribuição normal

em relação à sua média. É calculado como:

1

)(1

2

−

−=∑

=

n

xxin

iσ

101

A repetitividade (Re) expressa uma faixa simétrica de valores dentro da qual, com

uma probabilidade estatisticamente definida, se situa o erro aleatório da indicação. Para

estimar este parâmetro, é necessário multiplicar o desvio padrão pelo correspondente

coeficiente “t” de Student (GONÇALVES, 2002).

σ.Re t±=

Onde:

Re: faixa de dispersão dentro da qual se situa o erro aleatório (normalmente para

probabilidade de 95%)

t: coeficiente “t” de Student

σ: desvio padrão

A incerteza da medição é dada por:

nU

Re%95 =

Para cada medição da Tabela 4 foi gerada a média, o desvio padrão, a repetitividade e

a incerteza de medição.

Tabela 4 – Cálculo das incertezas das medições realizadas no banco de fluxo

Rotação

[rpm]

Vazão

1 [g/s]

Vazão

2 [g/s]

Vazão

3

[g/s]

Vazão 4

[g/s] Média

Desvio

Padrão

"t" de

Student Re U95%

600 18,2 18,6 18,1 18,4 18,3 0,2 3,182 0,7 0,4

800 11,9 11,7 11,9 11,3 11,7 0,3 3,182 0,9 0,5

1000 16,9 17,0 16,2 17,4 17,0 0,2 3,182 0,7 0,4

1200 17,2 17,4 17,1 17,5 17,3 0,2 3,182 0,6 0,3

1400 11,4 10,9 11,4 11,4 11,3 0,2 3,182 0,7 0,4

1600 8,0 8,0 8,0 7,5 7,9 0,3 3,182 0,8 0,4

1800 9,7 10,2 9,7 10,0 9,9 0,2 3,182 0,7 0,4

2000 15,6 16,2 15,6 15,7 15,8 0,3 3,182 0,9 0,5

2200 18,2 18,3 18,2 18,0 18,2 0,1 3,182 0,3 0,2

2400 14,3 13,8 14,3 14,2 14,2 0,2 3,182 0,7 0,4

2600 14,1 14,2 14,5 14,2 14,2 0,2 4,182 0,7 0,4

2800 18,0 18,4 18,3 18,1 18,2 0,2 5,182 0,9 0,5


102

A Figura 71 mostra o gráfico gerado com os valores médios juntamente com sua faixa

de incerteza.

Figura 71 – Tela de controle do processo


Com as incertezas de medições para cada rotação calculadas, foi considerada a

incerteza de medição do sistema o maior valor de incerteza das medições calculadas.

Assim a incerteza de medição do sistema é:

s/g5,0U %95 ±=

103

ANEXO A – Calibração do Medidor de vazão

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