PROPOSTA DE REGRAS PARA PROJETO DE GRADUAÇÃO · Curso de Engenharia Automotiva ANÁLSE DA PERDA...
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Universidade de Brasília - UnB Faculdade UnB Gama - FGA Curso de Engenharia Automotiva ANÁLSE DA PERDA DE CARGA NO SITEMA DE ADMISSÃO DE MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA CICLO OTTO Autor: Lukas Christian Beserra Silva Orientador: Prof. Dr. Alessandro Borges de Sousa Oliveira
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Universidade de Brasília - UnB
Faculdade UnB Gama - FGA
Curso de Engenharia Automotiva
ANÁLSE DA PERDA DE CARGA NO SITEMA DE
ADMISSÃO DE MOTORES DE COMBUSTÃO
INTERNA CICLO OTTO
Autor: Lukas Christian Beserra Silva
Orientador: Prof. Dr. Alessandro Borges de Sousa Oliveira
Brasília, DF
2016
Lukas Christian Beserra Silva
ANÁLISE DA PERDA DE CARGA NO SITEMA DE ADMISSÃO DE MOTORES DE
COMBUSTÃO INTERNA CICLO OTTO: CARACTERIZAÇÃO DE UMA
BANCADA DE FLUXO PARA CABEÇOTES
Monografia submetida ao curso de graduação
em Engenharia Automotiva da Universidade
de Brasília, como requisito parcial para
obtenção do Título de Bacharel em Engenharia
Automotiva.
Orientador: Dr. Alessandro Borges de Souza
Oliveira
Co-Orientador: Dr. Manuel Nascimento Dias
Barcelos Junior
Brasília, DF
2016
Este trabalho é dedicado a Deus pela oportunidade
de realizar o sonho de me formar no curso que
sempre sonhei.
AGRADECIMENTOS
Ao meu Senhor e Salvador Jesus Cristo que morreu por mim e me deu a
oportunidade de ter uma nova vida através de sua morte.
Aos meus pais que, sempre me apoiando, acreditaram desde o início nesse sonho,
que me ajudaram as horas mais difíceis e nos melhores momentos do curso. Sem o apoio,
sustento e incentivo esse sonho seria muito mais difícil de realizar. A vida de vocês sempre
será um exemplo para mim e graças ao esforço de vocês realizamos mais esse sonho.
A minha namorada, Talita Duarte, que me apoiou, incentivou e acreditou no meu
potencial e contribuiu para que esse trabalho fosse realizado da melhor forma possível.
Aos professores Alessandro Borges e Manuel Barcelos pelo apoio e por dedicarem tempo e
conhecimento para me orientar e contribuírem na minha formação como engenheiro.
A todos os meus amigos e colegas que estiveram comigo em uma das caminhadas mais
complexas, divertidas, desgastantes e enriquecedoras da minha vida. A companhia de vocês fez essa
caminhada ser mais especial.
A todos os professores da FGA que contribuíram de inúmeras formas para o meu
crescimento acadêmico e pessoal, que me ajudaram a tornar um profissional preparado e diferenciado.
Em especial a professora Rita de Cássia por sua dedicação, ajuda e cobrança.
O medo faz parte da vida da gente. Algumas
pessoas não sabem como enfrentá-lo, outras
- acho que estou entre elas - aprendem a
conviver com ele e o encaram não como uma
coisa negativa, mas como um sentimento de
autopreservação.
Ayrton Senna
RESUMO
Este trabalho teve por objetivo caracterizar uma bancada de fluxo para cabeçotes analisando a
perda de carga no sistema de admissão do motor Volks Wagem EA111 Power. A bancada
utilizada para as análises foi a MotorPower 200 v.106. Nela foram realizados testes já pré-
definidos pela bancada e testes externos para a coletor para aquisição de dados suficientes
para as análises propostas. Os dados gerados por ela foram analisados e possibilitaram a
construção de curvas de performace comparadas com o motor em ambiente de uso normal
(instalado no veículo). Para que a bancada escolhida fosse capaz de realizar os testes
propostos foi necessária a criação de um plenum para conectar o furo de aferição da bancada
ao cabeçote do motor. Através das analises, das curvas e dos dados gerados foi possível
identificar os principais pontos de perda de carga do sistema de admissão, o indicativo de
possíveis causas e a proposição de alterações capazes de solucionar os problemas
identificados.
Palavras-chave: Coletor de admissão. Bancada de fluxo. Perda de carga.
ABSTRACT
This paper’s aim was to characterize a stand flow for heads analyzing the load loss in the
Volks Wagem EA111 Power motor’s intake system. The stand used for analysis was
MotorPower 200 v.106. In the stand flow, its pre-defined tests were accomplished and
external tests for the manifold were accomplished to obtain sufficient data to the proposed
analysis. The data generated by the stand flow was analyzed and it enabled the establishment
of performance graphics compared to the motor in normal use environment (installed in the
vehicle). In other to have the chosen stand flow able to perform the proposed tests, it was
necessary to have the creation of a plenum to connect the stand flow’s measure hole to the
motor’s head. Through the analysis, the graphics and the data generated, it was possible to
identify the major points of load loss in the manifold, also the indicative of possible causes
and the proposition of alterations capable of solving the identified problems
Keywords: Intake Manifold. Stand flow. Load loss.
LISTA DE ILUSTRAÇÕES
Figura 1 – ciclo otto - livro Termodinâmica - Yunus A Cengel, A. Boles pg 401................. 33
Figura 2 - bloco do motor – apostila de motores de combustão interna ................................... 34
Figura 3 - cabeçote – apostila de motores de combustão interna ............................................. 35
Figura 4 - cabeçote – apostila de motores de combustão interna ............................................. 35
Figura 5 - pistão – apostila de motores de combustão interna.................................................. 36
Figura 6 - biela – apostila de motores de combustão interna ................................................... 36
Figura 7 - virabrequim – apostila de motores de combustão interna........................................ 37
Figura 8 - comando de válvulas – site www.envenenado.com.br ............................................ 38
Figura 9 - Válvula Poppet. (A) assento da válvula (B) cabeça (C) haste (D) guia (E) mola (F)
came (G) coletor de admissão .................................................................................................. 39
Figura 10 – vista em corte válvula de admissão ....................................................................... 40
Figura 11 - – Porta de admissão com baixa resistência ao fluxo. Kowalewicz (1984) ............ 41
Figura 12 – Pressão no cilindro x ângulo da manivela. Heisler (1995).................................... 43
Figura 13 - - Vela – site www.autoideia.com.br ...................................................................... 44
Figura 14 - Sincronismo dos cilindros – http://kedkem.com/kedkem-ozel/gifler/hep-merak-
ettiginiz-23-adet-nasil-calisir-gifi.htm ...................................................................................... 45
Figura 15 - – sistema monopoint - http://www.autoentusiastasclassic.com.br/2012/06/motor-
fiasa-uma-historia-recheada-de.html. ....................................................................................... 46
Figura 16 – Multipoint - http://www.ebah.com.br/content/ABAAAfAHsAB/curso-injecao-
eletronica#. ............................................................................................................................... 47
Figura 17 Injeção direta Mercedes - http://autos.culturamix.com/dicas/carros-com-injecao-
direta-de-combustivel. .............................................................................................................. 49
Figura 18 – variação do volume dentro do cilindro -
http://autos.culturamix.com/mecanica/taxa-de-compressao-do-motor. ................................... 50
Figura 19 - gráfico razão de compressão x rendimento ciclo Otto ........................................... 50
Figura 20 – esquema do princípio de funcionamento do dinamômetro (HEYWOOD, 1988) . 51
Figura 21 – representação real do torque gerado pelo pistão. .................................................. 52
Figura 22 – curva de torque e potência de um Golf GTI 1.8 com dois tipos de combustível .. 53
Figura 23 – esquema de diferenciação entre cv e hp - Apostila de motores de Combustão
Interna. ...................................................................................................................................... 54
Figura 24 - Esquema do experimento de Reynolds -
http://www.ebah.com.br/content/ABAAAAWxUAI/experimento-reynolds ........................... 56
Figura 25 – Perfil de velocidade em dutos para escoamento laminar ...................................... 57
Figura 26 - Diagrama de Moody .............................................................................................. 60
Figura 27 – ondas de pressão resultantes da porta de admissão e pressões positivas na direção
do cilindro no final do tempo de admissão. Heisler (1995) ..................................................... 65
Figura 28 - influência do comprimento do conduto de admissão no rendimento volumétrico do
motor (Heisler, 1995). .............................................................................................................. 66
Figura 29 - Rendimento volumétrico versus rotação do motor (Heisler, 1995) ....................... 67
Figura 30 - Efeitos do comprimento do runners na eficiência Volumétrica em um motor
Jaguar - (Heisler, 1995) ............................................................................................................ 68
Figura 31 - Motor dois cilindros, horizontal, quatro tempos com coletor de admissão
adaptado (Nowakowski e Sobieszczanski, 1999) ..................................................................... 69
Figura 32 - Curva de torque em função dos comprimentos do conduto de admissão
(Nowakowski e Sobieszczanski, 1999). ................................................................................... 69
Figura 33 - Curvas de torque (No) e potencia (Mo) do motor adaptado para os diversos
comprimentos do conduto de admissão (Nowakowski e Sobieszczanski, 1999). .................... 70
Figura 34 - Perdas de pressão no sistema de admissão de um motor de combustão interna,
quatro tempos com ignição por centelha, determinadas para uma condiçãode vazão
permanente. Curso = 89 mm. Diâmetro cabeça pistão = 84 mm (Heywood, 1988) ................ 75
Figura 35 – Bancada e componentes ........................................................................................ 77
Figura 36 – interface do usuário da bancada ............................................................................ 77
Figura 37 – Abertura de conexão do plenum ao cabeçote ........................................................ 79
Figura 38 – Base inferior do Plenum com a abertura de conexão com a bancada. .................. 79
Figura 39 – Cabeçote instalado ao plenum ............................................................................... 80
Figura 40 – coletor de Admissão instalado ao cabeçote ........................................................... 81
Figura 41– TBI do coletor (borboleta de admissão do ar) ........................................................ 81
Figura 42– Filtro de Ar conectado ao coletor e suas conexões ................................................ 82
Figura 43 – da esquerda para a direita: conexão de ar com a caixa de filtro; conector da caixa
de filtro com a TBI ................................................................................................................... 82
Sumário
1. Introdução ...................................................................................................................... 29
1.1. Objetivo Geral ......................................................................................................... 30
1.2. Objetivos específicos ............................................................................................ 30
1.3. Desenvolvimento do Trabalho de Conclusão de Curso ...................................... 31
2. Referencial Teórico .................................................................................................... 31
2.1. Motores de combustão interna; ............................................................................ 31
2.1.1. Histórico .............................................................................................................................................. 31
2.1.2. Motores 4 tempos, ciclo Otto ..................................................................... Erro! Indicador não definido.
2.1.2.1. Conceitos principais .......................................... Erro! Indicador não definido.
2.1.2.2. Partes e componentes........................................................................................ 33
2.2. Escoamento laminar .............................................................................................. 55
2.2.1. Experimento de Reynolds ....................................................................................................................... 55
2.2.2. Escoamento Laminar ............................................................................................................................. 56
2.2.2.1. Escoamento laminar em dutos .......................................................................... 57
2.2.3. Escoamento turbulento ........................................................................................................................... 58
2.2.3.1. Escoamento turbulento em dutos ...................................................................... 59
2.3. Coletores de admissão .......................................................................................... 60
2.3.1. Geometria ............................................................................................................................................. 62
2.3.1.1. Diâmetro do coletor .......................................................................................... 62
2.3.1.2. Inercia e Efeitos Pulsantes ................................................................................ 62
2.3.1.3. Comprimento dos runners (dutos) .................................................................... 66
2.3.1.4. Volume variável ............................................................................................... 68
2.3.2. Efeito RAM .......................................................................................................................................... 72
2.3.2.1. Inercia dos Gases .............................................................................................. 72
2.3.3. Perda de Carga ...................................................................................................................................... 73
2.3.3.1. Perda por atrito ................................................................................................. 73
3. Metodologia ................................................................................................................ 75
3.1. Bancada de análise de fluxo – MotorPower 200 .................................................. 75
3.1.1. Ciclo de admissão.................................................................................................................................. 76
3.2. Componentes ......................................................................................................... 76
3.2.1. Bancada: .............................................................................................................................................. 76
3.2.2. Plenum de transferência: ........................................................................................................................ 78
3.2.3. Cabeçote .............................................................................................................................................. 79
3.2.4. Coletor de Admissão .............................................................................................................................. 80
3.2.5. Filtro de Ar: .......................................................................................................................................... 81
3.2.6. Conexões: ............................................................................................................................................. 82
3.3. Dados a serem aferidos ......................................................................................... 83
3.3.1. Cubic Feet per Minute ........................................................................................................................... 83
3.3.2. Temperatura ......................................................................................................................................... 84
3.4. Teste preliminar ..................................................................................................... 84
3.4.1. Procedimentos ...................................................................................................................................... 84
3.4.2. Resultados ............................................................................................................................................ 84
3.5. Parâmetros de Análise dos Testes ....................................................................... 84
3.6. Metodologia dos Testes ......................................................................................... 85
3.7. Dificuldades Enfrentadas ...................................................................................... 86
4. Conclusão e Próximos Passos ................................................................................. 86
4.1. Cronograma de Testes........................................................................................... 86
4.2. Definir a perda de carga no coletor em estudo .................................................... 86
4.3. Propor caminhos para que perda de carga seja atenuada .................................. 87
4.4. Apresentação de sistemas alternativos ............................................................... 87
4.5. Propor modelos de simulação para validação dos resultados experimentais .. 87
5. Referências ................................................................................................................. 88
Anexos.............................................................................................................................. 102
1. Introdução
Os motores de combustão interna vêm sofrendo grandes mudanças desde sua criação
em meados do século XIX. Graças aos Avanços tecnológicos os motores se tornaram mais
potentes, mais eficientes e menos poluentes.
Com temas como desenvolvimento sustentável, meio ambiente, eficiência energética,
entre outros, o mundo hoje tem caminhado para uma visão cada vez mais preocupada com o
futuro do meio ambiente e com a qualidade de vida dos indivíduos. É sabido que a frota
mundial de carros tem crescido de forma assustadora, e a brasileira segue o mesmo ritmo.
Segundo a Associação Nacional dos Fabricantes de Veículos Automotores (ANFAVEA), no
ano de 2014 a frota brasileira ultrapassou os 40 milhões de veículos. Só no ano de 2015 foram
fabricados mais de 2,5 milhões de veículos, um acréscimo de quase 7% em apenas um ano.
Todo esse crescimento de frota aumenta proporcionalmente a poluição emitida.
É pensando nesses aspectos e no melhor rendimento dos motores que os fabricantes e
desenvolvedores de motores realizam diversas pesquisas a fim de aumentar a eficiência e
diminuir o nível de poluentes que são expelidos pelos motores. Os programas que
regulamentam as emissões veiculares têm servido como medida para certificar que os
fabricantes de veículos trabalhem no sentido de diminuir as emissões de poluentes e cumpram
os limites regulamentados.
Dentre de diversas áreas e frentes de pesquisa como combustão, sistemas de válvula,
sensores, materiais dos componentes, processos de fabricação, sistemas de injeção e
eletrônica embarcada, encontram-se os coletores de admissão. Os estudos realizados nessas
áreas normalmente estão voltados a sua geometria, tipo de fluxo e aperfeiçoamento do
sistema.
Os coletores de admissão têm influência direta no comportamento dinâmico do motor,
na sua eficiência volumétrica e na eficiência estequiométrica do motor. Responsáveis por
levar o ar ou a mistura ar-combustível para a câmara de combustão, os coletores são
dimensionados e projetados para (i) evitar, o máximo possível, as perdas de carga do sistema
de admissão; (ii) levar uma quantidade igual de carga em cada cilindro; (iii) se obter uma
distribuição uniforme de intensidade de mistura para cada cilindro; (iv) realizar um intervalo
de aspiração igual entre as derivações dos dutos (para evitar efeitos RAMS distintos nos
dutos); (v) manter adequada a velocidade do ar em baixas rotações do motor, sem afetar a
eficiência volumétrica nas rotações mais altas; (vi) evitar as interferências entre os fluxos de
cada cilindro e uma carga mensurável do efeito RAM.
Considerando o exposto – é dizer, a relação entre a atual visão ambientalista
automotiva e a evolução dos coletores de admissão para a redução de emissões poluentes –, a
principal motivação para este trabalho é o aprofundamento dos conhecimentos em motores de
combustão interna, mais especificadamente os de ciclo Otto, abrangendo características
importantes de projeto que influenciam no desempenho, consumo, eficiência e emissões de
poluentes. Com o auxílio da bancada de fluxo, onde serão realizados os experimentos, e dos
dados recolhidos é possível mensurar alguns parâmetros no arranjo e no design dos coletores
de admissão para uma faixa de rotação especifica. A obtenção dos dados, a comparação com a
teoria existente e a sua aplicabilidade também são motivadores deste trabalho.
1.1. Objetivo Geral
O objetivo deste trabalho é avaliar a perda de carga no sistema de admissão do motor
de combustão interna ciclo Otto, Volkswagen 1.6 Power EA111, causadas por diferentes
componentes do sistema como: filtro de ar, duto de admissão, mangueiras, ressonadores e
runners através da caracterização da bancada de fluxo MotorPower 200.
1.2. Objetivos específicos
Estudar o comportamento do fluxo de ar em coletores de admissão e sua influência no
comportamento do motor;
Caracterizar a bancada de fluxo;
Criar uma rotina de trabalho para levantamento de dados da Bancada;
Instrumentar a bancada de fluxo para coletores de admissão;
Analisar a perda de carga nos componentes do sistema de admissão;
Aplicar a teoria e comparar com os dados levantados;
Levantar a curva de perda de carga para o funcionamento do motor;
Identificar os componentes do sistema que geram maior perda de carga, a teoria que
explica essa perda de carga e soluções para a diminuição da perda de carga;
Propor alterações nos componentes ou na disposição ou no design do sistema para
melhor eficiência do mesmo.
1.3. Desenvolvimento do Trabalho de Conclusão de Curso
A estrutura deste trabalho foi dividida em seções para apresentação do conteúdo
proposto. Na seção 1 são explanados os objetivos, a introdução do assunto e as motivações
desse trabalho. A seção 2 apresenta o referencial teórico do assunto em questão, a qual foi
dividida em tópicos específicos que abordam a história dos motores de combustão interna, os
fundamentos para o estudo de eficiências em motores de combustão interna, características
dos componentes dos motores ciclo Otto, a teoria do escoamento em que o ar está submetido,
e os componentes e a teoria aplicada em coletores de admissão. A seção 3 discorre sobre a
metodologia utilizada e a modelagem para obtenção dos resultados. Na seção 4 são
apresentados os resultados obtidos e os comentários. A seção 5 expõe as conclusões do
trabalho e sugestões de pesquisas futuras. Por último, na seção 6 se encontra a bibliografia
utilizada para a elaboração do trabalho.
2. Referencial Teórico
2.1. Motores de combustão interna;
2.1.1. Histórico
Em meados século XIX, o mecânico alemão Etienne Lenoir (1822-1900) criou o
primeiro motor de combustão interna, mais precisamente em 1860, o qual tinha a potência de
1 cv e trabalhava com gás de iluminação (o gás normalmente usado era obtido do carvão
mineral). Nele, o combustível era queimado dentro do próprio motor, de forma que sua
criação trouxe um rápido desenvolvimento mecânico. Os motores de Lenoir levavam ampla
vantagem sobre as máquinas a vapor por serem mais versáteis e eficientes, mais leves por
cavalo vapor, de inicialização mais rápida e por possibilitarem uma adaptação maior a
diversos tipos de máquinas e aplicações mecânicas, o que culminou na sua rápida adesão e o
desuso dos motores a vapor. (http://www.mecanica.ufrgs.br/mmotor/otto.htm)
Em 1867, o engenheiro e inventor alemão Nikolaus August Otto, baseando-se na
máquina de Lenoir, construiu o primeiro protótipo do motor que comprimia a mistura de ar-
combustível, cuja ignição era feita por uma centelha elétrica. O invento gerou a medalha de
ouro da Feira de Hannover naquele ano. Porém, em 1862 o engenheiro francês Beau de
Rochas publicou estudos teóricos nos quais estabelecia alguns princípios termodinâmicos para
motores quatro tempos assemelhados ao ciclo Otto, acarretando em alguns conflitos de
patente anos mais tarde. (http://www.mecanica.ufrgs.br/mmotor/otto.htm)
Tanto o motor de Otto quanto o de Beau usavam como combustível o gás de carvão ou
o gasogênio e, para o processo de ignição, uma centelha elétrica. Porém o conceito do motor
de quatro tempos proposto por Otto logo se tornou o padrão para a maioria dos
desenvolvimentos que vieram em seguida. Karl Benz, que em 1879 criara um motor dois-
tempos baseado no ciclo de Otto, utilizou novamente o conceito para criar seu próprio motor
de quatro tempos, que foi empregado no famoso Benz Motorwagen de 1885, o primeiro
automóvel produzido comercialmente com motor de ciclo Otto, lançado ao público
oficialmente em 1886. (http://www.autoentusiastasclassic.com.br/2013/03/motores-
combustao-interna-uma-breve.html)
Mais tarde, em 1893, o engenheiro alemão Rudolf Diesel descreveu o funcionamento
de um novo motor onde a ignição da mistura ar-combustível era feita por compressão,
portanto um novo ciclo termodinâmico. Este motor, denominado por Diesel como “motor
térmico racional”, acabou sendo conhecido como Motor Diesel. Atualmente, grande parte dos
motores modernos tomam por base os motores construídos por Otto e Diesel, onde os
princípios de funcionamento e o ciclo termodinâmico são os mesmos idealizados em 1867 e
1893, respectivamente. As principais caraterísticas de cada ciclo são:
a) Motores de ciclo Otto: utilizam combustível de baixa volatilidade, como a gasolina
e o álcool. Necessitam de centelha produzida por um sistema elétrico para a ignição do
combustível
b) Motores de ciclo Diesel: utilizam como combustível o óleo diesel e derivados. A
inflamação do combustível injetado sob pressão na câmara de combustão ocorre pela
compressão do ar e consequente elevação da temperatura dentro da câmara (ignição por
compressão).
Para este trabalho, os testes realizados e a as análises feitas concentrar-se-ão apenas
nos motores de ciclo Otto. A seguir a descrição de seu funcionamento e de seus componentes
principais.
2.1.2. Motores 4 tempos, ciclo Otto
2.1.2.1. Conceitos principais
O Ciclo Termodinâmico de Otto é uma representação real de um ciclo que assume a
adição de calor no ponto morto superior (PMS), o qual é composto por 4 etapas internamente
reversíveis que descrevem o funcionamento do motor.
Sendo a figura 1 a seguir a representação do ciclo Otto real e ideal em um diagrama
PxV, temos as seguintes etapas para ciclo ideal:
Figura 1 – ciclo otto - livro Termodinâmica - Yunus A Cengel, A. Boles pg 401
1-2: De 1 para 2 temos uma compressão isentrópica da mistura ar-combustível, onde o
pistão se move do Ponto Morto Inferior (PMI) para o Ponto Morto Superior (PMS). Nesse
processo a mistura ar-combustível é comprimida até estar pronta para a segunda etapa.
2-3: De 2 para 3 ocorre uma a adição de calor a volume constante (processo
isométrico). Essa adição de calor se dá pela ignição da mistura por meio de uma centelha
elétrica proporcionada pela vela de ignição.
3-4: De 3 para 4 o pistão se move do PMS para o PMI em uma expansão isentrópica.
É nessa etapa que o gás realiza o trabalho sobre o pistão, transformando a energia oriunda da
queima do combustível em trabalho mecânico. Nessa etapa nenhum calor é adicionado ao
ciclo.
4-1: De 4 para 1 temos a rejeição do calor não utilizado na forma de trabalho a volume
constante (isométrico). Voltando assim ao ponto inicial do ciclo.
2.1.2.2. Partes e componentes
2.1.2.2.1. Bloco:
O Bloco do Motor é o principal componente do motor, pois é nele que se sustentam
todas as outras partes. Nele estão contidos os cilindros, geralmente em linha ou em “V”.
Podem ser constituídos de vários materiais. Normalmente são construídos de ferro fundido,
mas a este podem ser adicionados outros elementos para melhorar suas propriedades. (LUZ,
M. L. G. S.;LUZ, MARIA LAURA GOMES SILVA)
Figura 2 - bloco do motor – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.2. Cabeçote
É o componente responsável pela entrada e saída dos gases dos cilindros, bem como
por fechar a parte superior do bloco do motor. Nele estão alocados o comando de válvula, as
válvulas e as velas. (LUZ, M. L. G. S.;LUZ, MARIA LAURA GOMES SILVA)
Figura 3 - cabeçote – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.3. Cárter
O cárter é o componente localizado na parte inferior do bloco que serve de
reservatório para o óleo lubrificante do motor. (LUZ, M. L. G. S.;LUZ, MARIA LAURA
GOMES SILVA)
Figura 4 - cabeçote – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.4. Pistão
Localizado no interior do bloco do motor, internamente aos cilindros, o pistão e a
componente do motor que realiza a troca de energia térmica, queima do combustível, em
movimento, através da expansão dos gases. Normalmente é feito de ligas de alumínio e tem
um formato aproximadamente cilíndrico. No pistão encontram-se dois tipos de anéis:
1) Anéis de vedação – estão mais próximos da parte superior (cabeça) do pistão,
realizam a vedação da câmara de combustão e evitam o contato do óleo
lubrificante com o combustível;
2) Anéis de lubrificação – estão localizados na parte inferior do pistão e têm a
finalidade de lubrificar as paredes do cilindro, pois estão em contato direto
com o óleo lubrificante.
O pistão é conectado à biela através de um pino como ilustra a figura 4. (LUZ, M. L.
G. S.;LUZ, MARIA LAURA GOMES SILVA)
Figura 5 - pistão – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.5. Biela
A biela faz a ligação entre o pistão o virabrequim. Ela é a responsável pela
transferência de energia mecânica longitudinal em energia mecânica radial armazenada no
virabrequim, e divide-se em três partes: cabeça, corpo e pé. A cabeça é presa ao pistão pelo
pino e o pé está ligado ao virabrequim através de um material anti-fricção, chamado casquilho
ou bronzina. (LUZ, M. L. G. S.;LUZ, MARIA LAURA GOMES SILVA,)
Figura 6 - biela – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.6. Virabrequim
Também conhecido de girabrequim ou árvore de manivelas, é o responsável pela
transferência do trabalho mecânico oriundo das bielas para o volante do motor, o qual é
acoplado à caixa de marchas. O virabrequim é a peça principal na transferência do
movimento. É o que permite a transformação do movimento longitudinal, seja ele vertical ou
horizontal, em rotacional. Os virabrequins são constituídos de 2 tipos de mancais de fixão
(LUZ, M. L. G. S.;LUZ, MARIA LAURA GOMES SILVA,):
1) Excêntricos – ligados aos pés das bielas, transferem o movimento da biela para o
eixo do virabrequim;
2) De centro – unem o virabrequim ao bloco.
Figura 7 - virabrequim – apostila de motores de combustão interna
2.1.2.2.7. Válvulas
Os MCIs são compostos por dois tipos de válvulas: de admissão e de escape. Elas são
acionadas por um sistema denominado de comando de válvulas, o qual transfere o movimento
do virabrequim para o eixo de comando de válvulas por meio de correntes ou correias.
São elas as responsáveis pela entrada e saída dos gases no pistão e são sincronizadas
de acordo com a necessidade de potência ou torque do motor. A configuração mais simples
possível é com 2 válvulas, uma para admissão e outra para o escape. A configuração acima
descrita é exemplificada na figura 8 a seguir:
Figura 8 - comando de válvulas – site www.envenenado.com.br
As válvulas de admissão da maioria dos motores de combustão interna são válvulas
‘poppet’ fechadas por meio de uma mola e abertas no tempo certo no ciclo por um eixo de
cames (Figura 8). A maioria das válvulas e assentos são feitos de aços de alta liga ou, em
casos mais raros, de material cerâmico. Idealmente, elas deveriam abrir e fechar quase
instantaneamente no tempo certo, porém isto é impossível em um sistema mecânico, mesmo
por que as aberturas e fechamentos mais lentos são necessários para evitar desgastes e ruídos.
O excêntrico do came é projetado para proporcionar aberturas e fechamentos rápidos, mas
suaves, sem choques nas interfaces mecânicas. Isso requer algum comprometimento na
velocidade de operação da válvula. Quando os eixos de cames forem substituídos por
atuadores eletrônicos, as válvulas estarão aptas a abrir e fechar muito mais rápido, resultando
num melhor desempenho do motor.
Figura 9 - Válvula Poppet. (A) assento da válvula (B) cabeça (C) haste (D) guia (E) mola (F) came (G)
coletor de admissão
Os motores mais antigos tinham o eixo de cames montados próximos ao virabrequim e
as válvulas montadas no bloco do motor. Graças aos avanços tecnológicos das câmaras de
combustão, as válvulas foram transferidas para cabeçote (overhead valves). Devido a essa
mudança, foi necessária a criação de um sistema de conexão mecânica (varetas, balancins e
tuchos) entre o cames e as válvulas. Outra melhoria posterior foi a montagem do eixo de
cames também no cabeçote (overhead cam engines). Os motores mais modernos, por
possuírem número superior a 2 válvulas por cilindro, possuem dois ou mais eixos de cames
montados no cabeçote de cada banco de cilindros. A proximidade das hastes das válvulas com
o eixo cames aumenta a eficiência mecânica do sistema.
2.1.2.2.7.1. Abertura das Válvulas
A distância que a válvula abre é chamada de valve lift, geralmente da ordem de poucos
milímetros a mais de um centímetro, dependendo do tamanho do motor. Para motores de
automóveis é de cerca de 5 a 10 mm.
Geralmente,
(1)
Onde:
Lmax = valve lift, com a válvula completamente aberta
Dv = diâmetro da válvula.
Figura 10 – vista em corte válvula de admissão
No projeto do motor leva-se em consideração vários fatores que têm o objetivo de
minimizar a resistência ao fluxo nas regiões próximas à válvula. Kowalewicz (1984)
demonstra que a área de seção transversal deve diminuir até chegar à sede da válvula, onde se
encontra a menor seção transversal. Ao longo do cone transiente formado pela sede da válvula
a porta deve ter um formato de difusor objetivando restaurar parte da pressão dinâmica, sendo
assim, reduzindo a perda de carga durante o fluxo Fig 10. Kowalewicz mostrou também
formas de se calcular a área livre de fluxo, e com o gráfico contido na Fig 11, ele exemplifica
a variação da área ao longo da porta da válvula.
Figura 11 - – Porta de admissão com baixa resistência ao fluxo. Kowalewicz (1984)
A exaustão dos gases do cilindro é mais eficiente abrindo-se a válvula de escape antes
que o pistão tenha atingido completamente o PMI durante a sua fase de potência motriz e
atrasando-se o fechamento da válvula até que o pistão já tenha iniciado a fase de admissão.
Analogamente, para melhorar o preenchimento da mistura no interior do cilindro, a válvula de
admissão é projetada para ser aberta imediatamente antes que o pistão atinja o PMS na fase de
Exaustão para que, através da diferença de pressão entre a admissão e o escape, proporcione
um efeito de sucção melhorando assim a admissão. A válvula de admissão, portanto,
permanece aberta por toda a fase de admissão da mistura e parte da fase de compressão. O
movimento angular total em que tanto a válvula de admissão quanto a de exaustão estão
simultaneamente abertas na região do PMS é chamado de cruzamento de válvulas
(overlaping) (HEISLER,1995)
Para maior eficiência na saída dos gases do cilindro, a válvula é aberta assim que o
pistão se aproxima do PMI na fase de queima do combustível. À vista disso, quando a válvula
de exaustão é aberta, os gases oriundos da combustão estão a uma pressão aproximada de 3 a
4 bar (HEISLER,1995) e são eliminados pelo sistema de exaustão. A expulsão “antecipada”
da maioria dos gases por conta de sua própria energia cinética minimiza o trabalho realizado
pelo pistão na expulsão dos gases. É importante lembrar que a abertura antecipada da válvula
de exaustão na fase de potência do pistão não representa uma grande perda de energia, eis que
a abertura da válvula é iniciada quando o pistão já está com sua velocidade reduzida (próximo
ao PMI) e a maior parte do combustível já foi consumida.
Na fase inicial do processo de admissão, o pistão acelera até atingir sua velocidade
máxima, aproximadamente no meio do curso, e inicia a desaceleração até que atinja o repouso
no final do curso (PMI). Portanto, a pressão no interior do cilindro na fase de admissão varia
conforme a posição do pistão e o ângulo da manivela (Fig.12).
A depressão no interior do cilindro é continuamente reduzida até atingir o PMI,
igualando-se, novamente, ao valor da pressão atmosférica. Após o PMI, o atraso no
fechamento da válvula de admissão permite que a massa de ar admitida, devido a sua inércia,
continue a entrar no cilindro, contrária ao movimento do pistão, uma vez que já está em seu
curso de compressão. Uma observação importante é que o tempo de atraso da válvula deve ser
calculado para evitar que a onda de pressão do pistão, subindo, seja maior que a inercia da
mistura, descendo, provocando um fluxo reverso. Desse modo, com uma maior massa de
mistura sendo admitida pelo cilindro, a pressão tende a aumentar para valores maiores que a
pressão atmosférica, atingindo valores próximos a 0,1 bar manométrico (HEISLER,1995)
Figura 12 – Pressão no cilindro x ângulo da manivela. Heisler (1995)
2.1.2.2.7.2. Movimento das válvulas
Para aumentar a indução da quantidade de ar para o interior do cilindro, a válvula de
admissão inicia sua abertura no final da fase de descarga do pistão, quando os gases
provenientes da combustão possuem velocidade suficiente para formar uma região de
depressão no início do processo de descarga. Se a válvula de admissão iniciar sua abertura
muito cedo, parte dos gases de exaustão, bem como aqueles não consumidos, podem ser
empurrados em direção ao duto de admissão (fluxo reverso) através da válvula de admissão,
ao invés de serem conduzidos para o duto de exaustão. Isto pode ocorrer quando a borboleta
está praticamente fechada e a depressão média do duto de admissão é maior que aquela
presente no interior do cilindro.
Já o atraso no fechamento da válvula de admissão para depois do PMI (na fase de
compressão) tem como objetivo a utilização da inércia da massa da mistura, que se move em
direção à porta da válvula. Esse atraso proporciona um tempo maior de entrada de mistura no
cilindro, aumentando assim a massa específica no seu interior, consequentemente um aumento
no rendimento volumétrico em situações de alta rotação do motor. Esse fenômeno é
conhecido como “Efeito RAM”, que será aprofundado mais à frente. (BENSON, 1986). É
importante salientar que para baixas rotações, quando há massa específica insuficiente, o
contrário pode acontecer. Isto é, o fluxo pode se inverter e a massa de mistura voltar para o
duto de admissão, reduzindo consideravelmente o rendimento volumétrico.
2.1.2.2.8. Velas
A vela é Componente responsável pela ignição da mistura dentro do cilindro. Com
dois eletrodos localizados em uma das extremidades, ela libera a centelha necessária para que
o processo de combustão se inicie no cilindro. A figura a seguir mostra os componentes
internos das velas automotivas:
Figura 13 - - Vela – site www.autoideia.com.br
2.1.2.2.9. Coordenação dos Cilindros
Os motores de automotivos, em geral, têm de 3 a 6 cilindros na configuração em linha
(existem muitas outras configurações, como boxer, opostos, ou em “V” e com muito mais
cilindros). Para um funcionamento uniforme e equilibrado do motor, os movimentos dos
pistões são alternados.
Num motor de 4 cilindros, o virabrequim tem uma forma tal que os pistões 1 e 4
movem-se num sentido e os pistões 2 e 3 movem-se em sentido contrário. Considerando-se
um motor de 4 tempos, as diversas fases do ciclo em cada cilindro estão mostradas na figura a
seguir:
Figura 14 - Sincronismo dos cilindros – http://kedkem.com/kedkem-ozel/gifler/hep-merak-ettiginiz-23-
adet-nasil-calisir-gifi.htm
Da esquerda para a direita:
Pistão 1: Início da fase motora PMS
Pistão 2: Início da fase de exaustão PMI
Pistão 3: Fim da fase de admissão PMI
Pistão 4: Fim da fase de exaustão PMS
2.1.2.2.10. Sistema de Injeção de Combustível
A injeção de combustível nos motores ciclo Otto foi se tornando mais eficaz com o
passar dos anos e com os avanços na computação e na eletrônica embarcada. Pode ser
realizada de diversas formas, cujas principais estão relacionadas a seguir, em ordem
cronológica:
2.1.2.2.10.1 . Mono point
Figura 15 - – sistema monopoint - http://www.autoentusiastasclassic.com.br/2012/06/motor-fiasa-uma-
historia-recheada-de.html.
Em 1988, o sistema de injeção eletrônica analógica foi criado e surgiu com o objetivo
de substituir o carburador, dominando o mercado automotivo a partir de 1991 (como o
carburador não é um sistema de injeção e sim de alimentação, não iremos abordá-lo neste
trabalho). Seu funcionamento proporcionou uma maior eficiência do motor, pois seu sistema
eletrônico controlava a dosagem certa da mistura ar-combustível, diminuindo o desperdício de
combustível. Porém não contava com um sensor de oxigênio, necessário à correção da
mistura, nem memória e diagnóstico de defeitos, e por isso acabou perdendo seu espaço para
os sistemas mais modernos, como a injeção eletrônica digital monoponto (OVERCAR,
2008a).
A injeção digital monoponto, criada na década de 90 pela Bosch, constitui-se de um
bico injetor para os quatro cilindros e tem funcionamento semelhante à injeção analógica,
porém com maiores avanços eletrônicos. Dentre eles, destacam-se a integração dos sistemas
de ignição e injeção, o sistema de autodiagnostico, permitido pela existência de uma memória,
e também a existência de controle e correção de mistura baseado na análise de informações
colhidas por sensores e interpretadas eletronicamente por uma central chamada de Centralina
ou ECU (eletronic control unit) (OVERCAR, 2008b).
2.1.2.2.10.2. Mult-point
Figura 16 – Multipoint - http://www.ebah.com.br/content/ABAAAfAHsAB/curso-injecao-eletronica#.
No sistema Mult Ponit Injetion (MPI), a mistura ar-combustível é controlada
separadamente, pois existe um bico injetor de combustível para cada cilindro do motor (vários
pontos de injeção).
Segundo VOLKSWAGEN, PROBST, & BOSCH apud BARBOSA (1997), o MPI
permite uma melhor distribuição de combustível aos cilindros do motor do que o monoponto.
Como o combustível percorre um caminho menor no MPI, o problema da condensação do
combustível é solucionado, resultando, assim, em maior torque, potência e redução dos
índices de emissões de poluentes.
De acordo com Peliza (2003) & Barbosa (1997), no MPI o combustível pode ser
injetado de quatro modos diferentes:
Injeção simultânea;
Injeção semi-sequencial ou em grupo;
Injeção sequencial;
Injeção sequencial fasada.
2.1.2.2.10.2.1. Injeção simultânea
Na injeção simultânea, os injetores são conectados em paralelo e injetam o
combustível ao mesmo tempo, não importando em qual fase que se encontra o cilindro,
havendo dois períodos de injeção por ciclo. Desta forma o fornecimento de combustível
necessário é a metade para cada período de injeção (BOSCH, BARKHIMER, SENAI,
RIBBENS & LENZ apud BARBOSA, 1997).
2.1.2.2.10.2.2. Injeção Semi-sequencial ou em grupo
A injeção semi-sequencial, segundo Motorevista (2006), ocorre em blocos, onde um
conjunto de válvulas injetoras abre simultaneamente, enquanto o outro fica fechado. Assim a
injeção ocorre nos cilindros que estiverem admitindo e nos que acabaram de explodir. Devido
a sua boa eficiência e ao baixo custo em relação ao sistema sequencial é o modelo de injeção
mais utilizado comercialmente.
2.1.2.2.10.2.3. Injeção sequencial
A injeção sequencial utiliza um sensor de fase que determina quando cada cilindro
está em fase de admissão. Assim a unidade de comando, sabendo a posição da árvore de
manivelas e também de cada cilindro, é capaz de injetar o combustível no tempo mais
próximo da abertura das válvulas. Este método é o mais preciso de todos, porém o de custo
mais elevado. Sua principal característica é a anulação da perda de combustível por
condensação pois sua admissão pelo cilindro é rápida demais para que tal efeito ocorra.
2.1.2.2.10.2.4. Injeção sequencial fasada
Na MPI sequencial fasada, de acordo com Peliza (2003), a injeção em cada cilindro é
dividida em duas etapas, ocorrendo quando (i) a válvula de admissão abre e (ii) um pouco
antes de fechar, de forma a proporcionar uma mistura ar-combustível mais homogênea.
Normalmente é empregada em motores de competição pela sua ótima eficiência e por
aumentar o desempenho do motor.
2.1.2.2.10.2.3. Direta ou estratificada
Figura 17 Injeção direta Mercedes - http://autos.culturamix.com/dicas/carros-com-injecao-direta-de-
combustivel.
A Injeção Direta, também conhecida como DI (Direct injection), é um sistema que
injeta o combustível diretamente na câmara de combustão. Este processo é diferente do que
ocorre com o sistema PFI (Port Fuel Injection), presente na maioria dos carros da frota
nacional, no qual a injeção do combustível é feita no coletor de admissão (BOSH Release,
Injeção direta Flex Fuel, 2013).
A Injeção Direta permite desenvolver motores com menor consumo e melhor
desempenho que os tradicionais PFI, especialmente quando associados a um turbo
compressor. Isso é possível já que essa tecnologia trabalha com pressões que variam entre 40
e 200bar, enquanto que o sistema de injeção no coletor de admissão (PFI) trabalha com uma
pressão fixa de combustível definida entre 3,5 e 4,2 bar (BOSH Release, Injeção direta Flex
Fuel, 2013).
"A Injeção Direta, quando utilizada com a tecnologia flex fuel, ganha mais um
benefício, que é o uso do etanol - um combustível renovável e mais potente que a gasolina" -
Gerson Fini, vice-presidente da divisão Gasoline System da Robert Bosch América
Latina. (BOSH Release, Injeção direta Flex Fuel, 2013).
2.1.2.2.11. Taxa de Compressão
; (2)
A equação acima mostra que, sob a hipóteses do padrão de ar frio, a eficiência térmica
de um ciclo Otto ideal dependem da razão de compressão (taxa de compressão) do motor e a
razão entre os calores específicos do fluido de trabalho. O volume analisado pode ser
observado na figura 18 a seguir, onde V1 é o volume da câmara quando o pistão está no PMI e
V2 o volume quando o pistão está no PMS.
Figura 18 – variação do volume dentro do cilindro - http://autos.culturamix.com/mecanica/taxa-de-
compressao-do-motor.
A eficiência térmica do ciclo Otto ideal cresce com a razão de compressão e com a
razão dos calores específicos. Esse rendimento também se aplica a motores reais de
combustão interna com ignição por centelha (Termodinâmica – Yannus A. Cengel pg.403).
A figura a seguir mostra um gráfico com k=1,4 para o rendimento de um ciclo Otto
ideal:
Figura 19 - gráfico razão de compressão x rendimento ciclo Otto
Para esse valor de k (razão entre os calores específicos do ar a temperatura ambiente) e
para uma determinada razão de compressão a eficiência térmica de um motor real é sempre
menor que o ideal por conter irreversibilidades como atrito, combustão incompleta e perda de
calor.
2.1.2.2.12. Torque
O torque do motor é normalmente medido com dinamômetro. O motor é fixado em
uma bancada de ensaio e o eixo é conectado ao rotor dinamômetro. O princípio de
funcionamento de um dinamômetro baseia-se no acoplamento eletromagnético, hidráulico, ou
por atrito mecânico do rotor para um estator, o qual é suportado em rolamentos de baixo
atrito. O estator está, em relação ao rotor, parado. O binário exercido sobre o estator com o
giro do rotor é medido através de um equilíbrio do estator com pesos, molas, ou meios
pneumáticos. Usando a notação na Fig. 20, tem-se que o binário exercido pelo motor é t:
Figura 20 – esquema do princípio de funcionamento do dinamômetro (HEYWOOD, 1988)
(3)
A potência P emitida pelo motor e absorvida pelo banco é o produto do torque e
velocidade angular:
(4)
Onde N é a velocidade de rotação do eixo do motor.
Note-se que o torque é uma medida da capacidade de um motor para fazer o trabalho;
potência é a taxa na qual o trabalho é feito.
Outra forma de se obter o torque de um motor é pela forma teórica e por parâmetros de
projeto onde torque depende exclusivamente do tamanho e da quantidade de pistões, da
relação de compressão e do tipo de combustível utilizado, variando muito pouquíssimo com a
rotação do motor, devido à perda de eficiência nas rotações mais altas e muito baixas. Assim
utilizando a equação 3 substituindo “b” por “d” temos a representação de torque pela figura
21 a seguir:
Figura 21 – representação real do torque gerado pelo pistão.
2.1.2.2.13. Potência
A potência é a taxa da qual o trabalho é realizado, podendo ser calculada de diversas
formas como:
(5)
Onde P = potência [Watt]; W = Trabalho [J]; t = tempo [s]; F = força [N]; V =
velocidade [m/s]; f = frequência [Hz]; T = Torque [N.m].
Note-se que tanto potência quanto o torque são funções da força que a queima do
combustível exerce na cabeça do pistão; consequentemente dependem da eficiência da queima
e da quantidade de ar e de mistura que entra no cilindro, sendo esses os motivos para as
curvas de potência e torque apresentadas em testes para as diferentes rotações do motor, como
mostra a figura 22, onde o torque independe da rotação e a potência depende do número de
rotação do motor.
Figura 22 – curva de torque e potência de um Golf GTI 1.8 com dois tipos de combustível
2.1.2.2.13.1. Unidades de Potencia
No mundo hoje são utilizadas muitas unidades para se exprimir potência, a principal
delas é o Watt (unidade do Sistema Internacional de Unidades), porem é muito comum se
utilizar Horse Power (hp) ou Cavalo Vapor (cv), por isso a seguir tem-se a definição das
principais unidades de medida e uma tabela de conversão.
Por definição temos: Cavalo Vapor (cv ou OS) é a força necessária para elevar uma
massa de 75 kg à altura de um metro em um segundo. Já Horse Power (HP) é a força
necessária para elevar uma massa de 76 kg à altura de um metro em um segundo. Por fim
Watt (W) é a potência desenvolvida quando se realiza contínua e uniformemente um trabalho
igual a um joule por segundo. A seguir a figura 23 mostra esquematicamente a diferença entre
cv e hp:
Figura 23 – esquema de diferenciação entre cv e hp - Apostila de motores de Combustão Interna.
CV OS HP W kW
CV 1 1 0,9863 735,5 0,7355
PS 1 1 0,9863 735,5 0,7355
HP 1,014 1,014 1 745,7 0,7457
W 0,00136 0,00136 0,00134 1 0,001
kW 1,36 1,36 1,341 1000 1
Tabela 1 – conversões das unidades de potência
Para a medição de potência é necessário que se siga uma das seguintes normas:
Norma DIN (Deutshe Industrie Normen – Alemanha) – a potência do motor é medida
com o ventilador, bomba d’água, bomba injetora, dínamo, silencioso, filtro de ar
acoplados. A potência é expressa em PS.
Norma CUNA (Itália) – os valores CUNA são de 5 a 10% superiores aos valores DIN,
visto que a potência do motor é medida sem o filtro de ar e sem o silencioso.
Norma SAE (Society of Automotive Engineers – USA) – os valores SAE são de 10 a
25% superiores aos valores DIN, visto que todos os agregados e os consumidores de
energia são eliminados durante a medição da potência do motor.
2.2. Escoamento laminar
2.2.1. Experimento de Reynolds
Reynolds, em 1883, demonstrou a existência de dois tipos de escoamentos, o laminar e
o turbulento, através de seu experimento sobre escoamentos. A experiência teve por objetivo a
visualização do padrão de escoar da água através de um tubo de vidro, com o auxílio de um
fluido colorido (corante).
A seguir o esquemático na construção do experimento. Em um reservatório com água,
como ilustrado na Fig. 24, um tubo de vidro com um convergente adaptado na extremidade é
mantido dentro do reservatório e ligado a um sistema externo, o qual contém uma válvula que
tem a função de regular a vazão. No eixo do tubo de vidro é injetado um líquido corante que
possibilitará a visualização do padrão de escoamento.
Para garantia do estabelecimento do regime permanente, o reservatório contendo água
deve ter dimensões adequadas para que a quantidade de água retirada durante o experimento
não afete significativamente o nível do mesmo. Ao abrir ou fechar da válvula (7), as
observações devem ser realizadas após um intervalo de tempo suficientemente grande. O
ambiente também deve ter sua temperatura e pressões controladas.
Para pequenas vazões, o líquido corante forma um filete contínuo paralelo ao eixo do
tubo (6). Vazões crescentes induzem oscilações que são amplificadas à medida que o aumento
vai ocorrendo, culminando no completo desaparecimento do filete, ou seja, uma mistura
completa no interior do tubo de vidro (6) do líquido corante, indicando uma diluição total. É
possível concluir que ocorrem dois tipos distintos de escoamentos separados por uma
transição.
Na primeira análise em que é possível observar o filete colorido, conclui-se que as
partículas viajam sem agitações transversais, mantendo, assim, um escoamento de forma
laminar, por ter o escorregamento de suas camadas sem a criação de perturbações.
Na segunda, todavia, as partículas apresentam velocidades transversais importantes, já
que o filete desaparece por diluição de suas partículas no volume de água, o que caracteriza o
escoamento turbulento.
Figura 24 - Esquema do experimento de Reynolds -
http://www.ebah.com.br/content/ABAAAAWxUAI/experimento-reynolds
2.2.2. Escoamento Laminar
É definido como aquele em que o fluido transita em camadas, ou lâminas, uma camada
escorregando sobre a outra, onde há somente troca de quantidade de movimento molecular.
Qualquer tendência do movimento a gerar instabilidade ou turbulência é amortecida pelas
forças viscosas de cisalhamento, as quais atrapalham o movimento relativo entre as camadas
adjacentes do fluido.
A natureza de um escoamento é determinada pelo número de Reynolds (Re). O
número de Reynolds é a relação entre as forças de inércia (Fi) e as forças viscosas (F
μ). Logo,
podemos determinar pela quantidade de forças de efeito viscoso e inercial se um escoamento
é turbulento ou laminar.
(6)
Para dutos circulares de diâmetro D:
(7)
Reynolds verificou que para escoamentos em dutos o comportamento do fluido em
função de Re se divide da seguinte forma:
Re˂2000 tem-se um escoamento laminar
2000˂Re˂2400 tem-se um escoamento transacional
Re˃2400 tem-se um escoamento Turbulento
Como o fluido se movimenta em camadas (de forma laminar), o atrito entre as
“placas” do fluido geram tensões de cisalhamento com sentido contrário ao movimento do
fluido e proporcional ao gradiente de velocidade. Equacionando a tensão de cisalhamento,
tem-se:
(8)
2.2.2.1. Escoamento laminar em dutos
Segundo Hagen-Poiseuille, ao considerar um duto reto com seção transversal circular
conforme mostrado na Fig. 25, e o escoamento no mesmo é tido como laminar o perfil de
velocidade é um parabolóide de revolução centrado no eixo do duto definido pela Eq. (9).
Para esta situação existe uma solução analítica para a equação de quantidade de movimento,
conhecida como solução de Hagen-Poiseuille.
Figura 25 – Perfil de velocidade em dutos para escoamento laminar
O termo -dp/dx representa o gradiente de pressão ao longo do duto, considerado um
valor conhecido.
(9)
Integrando na seção transversal, obtém-se para a velocidade média V e a vazão
volumétrica Q,
(10)
Outro parâmetro importante na análise dos fluidos em dutos é o fator de atrito, que
pode ser calculado a partir da consideração do equilíbrio dentro do duto pela equação de
Darcy-Weisbach, assim temos:
(11)
Onde f é o coeficiente de atrito de Darcy (função do número de Reynolds e da
rugosidade relativa), L a distância entre as duas seções, e D o diâmetro interno do duto e pode
ser calculado da seguinte formula:
(12)
Onde τ0 é a tensão cisalhante na parede do duto, ρ é a massa especifica do fluido, V é
a velocidade média, ε é a rugosidade absoluta, D é o diâmetro interno do duto e Re é o
número de Reynolds. Com isso temos que o fator de atrito pode ser reescrito como:
(13)
Para valores de Re ˂2300, escoamento laminar, o fator de atrito não depende da
rugosidade da parede do duto.
2.2.3. Escoamento turbulento
Escoamento turbulento é aquele no qual as partículas apresentam movimento caótico
macroscópico, é dizer, a velocidade apresenta componentes transversais ao movimento geral
do conjunto ao fluido. O escoamento turbulento apresenta também as seguintes características
importantes:
a) Irregularidade
b) Difusividade
c) Altos números de Reynolds
d) Flutuações tridimensionais (vorticidade)
e) Dissipação de energia
Contudo, o escoamento turbulento obedece aos mecanismos da mecânica dos meios
contínuos e o fenômeno da turbulência não é uma característica dos fluidos, mas do
escoamento. O mesmo se aplica à tensão de cisalhamento, porém com alguns termos
adicionais, visto que o cisalhamento no escoamento turbulento não é oriundo apenas do atrito
entra as camadas do escoamento, assim tem-se:
Escoamento Turbulento:
(14)
No regime turbulento a troca de energia no interior do escoamento resulta em tensões
maiores. Esse movimento também dissipa energia por atrito viscoso. Como resultado dos dois
efeitos, o fluido se comporta como se sua viscosidade fosse aumentada. Muitos modelos
complexos tentam determinar o comportamento dos escoamentos turbulentos.
A última equação apresentada faz parte de um modelo simples para tratar de
escoamentos turbulentos. Seu nome é Modelo do Comprimento de Mistura de Prandtl,
conhecido também como modelo de zero equação. Outra forma de apresentação da equação
para tensão de cisalhamento nos escoamentos turbulentos, usando modelo de zero equação, é:
(15)
A viscosidade turbulenta vTurb
, ao contrário da viscosidade absoluta, não é uma
propriedade termodinâmica dos fluidos que, como já mencionado, pode ser determinada
conhecendo-se, para um estado termodinâmico, a pressão e a temperatura (ou quaisquer
outras duas propriedades termodinâmicas independentes). A viscosidade turbulenta depende
apenas das condições do escoamento.
2.2.3.1. Escoamento turbulento em dutos
No escoamento turbulento em dutos, o tipo de duto influencia em parâmetros como
fator de atrito, o qual é obtido de relações para o perfil de velocidade cobrindo subregiões
específicas da seção transversal do duto. Com os dados experimentais, relacionando o fator de
atrito com o número de Reynolds obtidos para uma ampla faixa da rugosidade relativa, chega-
se ao gráfico mostrado conforme mostrado na Fig 26. Esse gráfico, denominado diagrama de
Moody, mostra claramente que abaixo do número de Reynolds crítico (2300), o escoamento é
laminar.
Figura 26 - Diagrama de Moody
O diagrama mostra ainda que para um escoamento em duto liso (ε/D~0), o fator de
atrito depende exclusivamente do número de Reynolds, enquanto que para duto rugoso, f
depende predominantemente da rugosidade relativa. Ademais, observa-se do diagrama que
para números de Reynolds muito elevados o fator de atrito torna-se praticamente constante (as
curvas são praticamente horizontais), dependendo cada vez menos do número de Reynolds.
Quando isto ocorre, o escoamento é dito totalmente rugoso ou totalmente turbulento.
2.3. Coletores de admissão
A principal função dos condutos de admissão nos motores de combustão interna é
direcionar o ar atmosférico até os cilindros, garantindo-se a uniformidade de massa entre eles.
Além disso, os condutos possuem funções de aperfeiçoamento no rendimento volumétrico e
na produção de baixas perdas de pressão ao longo do escoamento dentro deles. A
uniformidade de entrada de ar em cada cilindro impõe que o ar admitido escoe através de
geometrias similares. Espera-se, portanto, que a geometria dos dutos seja projetada de acordo
com as características de trabalho de cada motor. Logo, tem-se que o comprimento e o
diâmetro do duto, e eventuais câmaras intermediárias, exercem um papel fundamental no
projeto de sistemas de admissão, levando-se ainda em consideração os complexos efeitos
pulsantes com variações temporais e espaciais (HANRIOT,2001)
Os motores de combustão interna são máquinas térmicas em que o gás é admitido e
descarregado através de válvulas – localizadas no corpo do cabeçote do motor como mostrado
anteriormente – as quais trabalham de modo alternativo. Como consequência, o movimento
do gás é pulsante e não estacionário; ou seja, a velocidade e a pressão variam no tempo. Isso é
determinado pela diferença de pressão entre a entrada do duto de admissão e o cilindro. No
interior do duto, sobrepostos ao movimento do gás, surgem também os fenômenos pulsantes
(oscilação de pressão devido ao movimento das válvulas e do pistão) (HANRIOT,2001).
Assim temos que os objetivos no projeto de um coletor de admissão, segundo Heisler
(1995), são para que se tenha:
1. Um fluxo o mais direto possível para cada cilindro;
2. Uma quantidade igual de carga para cada cilindro;
3. Uma distribuição uniforme de intensidade de mistura para cada cilindro;
4. Um intervalo de aspiração igual entre as derivações de dutos;
5. O menor diâmetro possível para que se mantenha adequada a velocidade do ar
em baixas rotações do motor, sem afetar a eficiência volumétrica nas rotações
mais altas;
6. Um meio em que as interferências entre os fluxos de cada cilindro são evitadas;
7. Uma carga mensurável do efeito RAM.
Os coletores de admissão e de exaustão respondem pelos principais efeitos sobre o
desempenho, poluição sonora e emissões de poluentes de motores de combustão interna.
Todos os gases admitidos e expelidos pelo movimento dos pistões sofrem influência direta
dos condutos de admissão e exaustão. Basicamente, tem-se que, para melhorar o desempenho
de um sistema de admissão, basta proporcionar altas pressões de massa de ar sobre a válvula
de admissão, de modo a elevar a quantidade de gás que entra no cilindro. O período em que se
deve manter essa alta pressão é entre o PMI (na admissão) e um instante após o fechamento
da válvula. Isso permite que o processo de aspiração se estenda significantemente além do
PMI, armazenando uma massa de ar significativa sob alta pressão que evita qualquer
aparecimento de fluxo reverso dentro do duto. (WINTERBONE e PERSON,1999).
2.3.1. Geometria
Existem vários fatores que influenciam o desempenho do motor. Em razão disso, um
bom dimensionamento dos dutos de admissão é necessário para uma maior eficiência de todos
os componentes do motor. A seguir, expõe-se as principais influências geométricas dos
coletores de admissão para que se tenha o melhor aproveitamento da massa de ar e dos
fenômenos ondulatórios e fluidodinâmicos no momento da admissão.
Segundo Malftouni et al. (2006), um dos objetivos do projeto do coletor de admissão,
visando a melhor eficiência volumétrica para o MCI (motor de combustão interna), é
distribuir uniformemente a vazão entre todos os cilindros. Para tanto se recomenda a
aplicação de uma simetria entre os dutos do coletor. Logo, tem-se os seguintes parâmetros que
devem ser considerados:
Distribuição uniforme do ar para todos os cilindros;
O mínimo de resistência ao fluxo nos dutos;
Utilizar as ondas de pressão para maximizar o enchimento dos cilindros;
Eliminar fluxos turbulentos e cantos desnecessários (dobras, joelhos, curvas
entre outras perdas de carga);
Posicionamento do corpo de borboleta, considerando a simetria do pleno.
Esses parâmetros servem como ponto de partida para análises das características
físicas dos coletores. As características e fenômenos físicos que devem ser analisados na
construção ou analise de um coletor são as seguintes:
2.3.1.1. Diâmetro do coletor
Segundo Heisler (1995), na fixação do comprimento do duto do coletor observa-se
que:
Quanto maior o diâmetro maior a área de troca de calor;
Coletores de diâmetros menores aceleram a velocidade do fluido e consequentemente
reduzem a rotação em que a eficiência volumétrica tem seu maior valor;
O valor máximo de eficiência volumetria não se altera com a variação do diâmetro,
apenas a rotação em que ele ocorre.
2.3.1.2. Inercia e Efeitos Pulsantes
Como dito anteriormente, para um melhor rendimento volumétrico do sistema da
admissão, é necessário o uso de uma geometria particular a fim de se garantir o melhor
aproveitamento possível da inércia dos gases e dos efeitos de pulsação (ondas de pressão que
viajam com velocidade sônica), os quais ocorrem no interior da massa gasosa.
Por possuírem massa, os gases são sujeitos a lei da inércia – um corpo ou massa em
movimento tende a permanecer em movimento, logo não param instantaneamente. O pistão,
ao se aproximar do PMI no final do ciclo de aspiração, inverte seu movimento e inicia sua
trajetória em direção do PMS, onde normalmente a válvula de admissão já está fechada.
Como a mistura ar-combustível oriunda do duto de admissão não para repentinamente graças
à inercia, o movimento de entrada no cilindro continua. Com o intuito de aproveitar este
fenômeno para fins de melhorar o rendimento volumétrico do cilindro, a válvula de admissão
é fechada com um determinado atraso em relação ao PMI. Esse atraso será maior à proporção
que maior for a rotação de torque máximo do motor. Frise-se que para motores de torque
máximo a baixas rotações, esse retardo é menor.
Sabe-se que para um melhor aproveitamento ideal, a válvula deve se fechar no exato
momento em que a coluna de ar para de entrar. Contudo, esse fenômeno só ocorre em uma
faixa única de rotação (regime permanente). Em velocidades de rotação muito elevadas, a
válvula se fecha antes de os gases estarem totalmente parados; já em velocidades mais baixas,
ela se fecha quando já inverteram o seu movimento completamente. Com isso, tem-se a
necessidade de comprimentos de dutos diferentes para cada situação do motor, com a
finalidade de melhor aproveitar a inércia dos gases. A diferença entre os dutos e a
identificação de qual duto é melhor para cada situação serão abordadas na seção de
dimensionamento dos coletores de admissão.
Outro fator que implica na interferência ou consideração da geometria do duto de
admissão em seu projeto é o fenômeno pulsante na massa de ar. O ideal é que no momento em
que a válvula está para fechar, uma onda de pressão positiva surja e seja apta a empurrar para
dentro do cilindro uma massa de ar que, em condições normais, não entraria.
Morse et al. (1938) foi um dos primeiros a mostrar a influência dos efeitos da
produção de pulsos de pressão nos dutos de admissão pelo movimento alternativo das
válvulas de admissão, e evidenciou que o aproveitamento de tais flutuações de pressão
poderia ser usado para o aumento do rendimento volumétrico dos motores.
As grandes variações de volume no cilindro, por causa do movimento do pistão,
produzem perturbações que, no caso das aberturas e fechamento das válvulas tanto de
admissão quanto de exaustão, se propagam como ondas de rarefação e compressão ao longo
do conduto (diminuição e aumento da massa específica da mistura, respectivamente).
O movimento das válvulas cria uma compressão na camada subsequente à válvula,
que fica com a pressão ligeiramente maior que a seguinte, expandindo contra a mesma. A
camada seguinte, então, ficará mais comprimida que a adjacente, comprimindo-a, e assim
sucessivamente com as demais, gerando uma onda de pressão. Este processo de compressões
e expansões sucessivas (onda de pressão) leva um tempo finito, e, portanto, a “mensagem” da
aplicação da onda de pressão propaga-se com uma velocidade finita, denominada velocidade
de propagação da perturbação da onda ou velocidade do som (HANRIOT,2001).
A onda gerada na abertura da válvula de admissão é chamada de pulso de pressão
negativo, enquanto a onda refletida que viaja em direção a válvula é denominada de
compressão. O intervalo, em graus do virabrequim, no qual o pulso de pressão negativo é
gerado e retorna, é dado por θ (deslocamento angular do pistão). Na figura 27 observa-se uma
relação teórica entre a variação de pressão na porta da válvula e os graus do virabrequim.
Na figura 27 tem-se que quando θ é igual a 90o a primeira onda de pressão refletida
chega à porta da válvula com o pistão na metade de seu curso de decida e seu valor máximo é
atingido no PMI. Durante esse período, o segundo pulso de pressão refletido se propaga da
porta da válvula até a entrada do duto e retorna. O movimento periódico dos pulsos de pressão
que se movem ao longo do duto de admissão forma uma série de pulsos de pressão cuja
amplitude diminui com o tempo. Através da soma das suas curvas tracejadas, a pressão
resultante na entrada da porta da válvula é mostrada pela linha cheia.
A região com hachuras indica a diferença de pressão existente entre a porta e o interior
do cilindro. É essa a diferença de pressão existente entre o pulso gerado e o refletido que
determina a pressão efetiva, que se traduz em um aumento de rendimento volumétrico do
motor. Um ponto importante de se observar é que quanto menor for o θ, menor deverá ser o
comprimento de entrada do duto reto do conduto de admissão para uma dada rotação
(HEISLER, 1995).
Figura 27 – ondas de pressão resultantes da porta de admissão e pressões positivas na direção do cilindro
no final do tempo de admissão. Heisler (1995)
Quando o θ é igual a 60o e o comprimento do conduto de admissão é menor em
relação a 90o, a pressão manométrica resultante na porta da válvula em PMI é basicamente
atmosférica. Portanto, nessa situação não há uma contribuição efetiva dos pulsos no aumento
do rendimento volumétrico. Já com um θ igual a 120o a linha resultante da onda de pressão na
porta da válvula apresenta um pico de mais tempo após o ponto de fechamento da válvula de
admissão. Além disso, a pressão no cilindro possui um valor negativo. Alguns experimentos
mostraram que o θ assume valores ótimos entre 80o e 90o (HEISLER, 1995).
2.3.1.3. Comprimento dos runners (dutos)
O comprimento do conduto de admissão, como mostra a Figura 28, influencia
diretamente na eficiência volumétrica do motor e, por isso, há importância na sua análise.
Figura 28 - influência do comprimento do conduto de admissão no rendimento volumétrico do motor
(Heisler, 1995).
A seguir, na figura 29 demonstra o compromisso existente entre o comprimento dos
runners e o rendimento volumétrico obtido através de vários regimes de rotação de um motor
de seis cilindros com 3,5 litros. Pode-se observar que para motores sem runners, ocorre uma
brusca diminuição do rendimento volumétrico em função da rotação, enquanto os motores
com runners, com comprimentos maiores, tendem a apresentar um rendimento volumétrico
mais elevado (Heisler, 1995).
Figura 29 - Rendimento volumétrico versus rotação do motor (Heisler, 1995)
A Figura 30 também apresenta um gráfico de rendimento volumétrico em função da
rotação para o sistema de admissão com vários comprimentos dos runners e, também, sem os
runners, mostrando que para cada rotação existe um comprimento ideal, sintonizado com a
frequência dos demais componentes do sistema de admissão, tomando por base um estudo
aplicado a um motor D Type da Jaguar.
Figura 30 - Efeitos do comprimento do runners na eficiência Volumétrica em um motor Jaguar - (Heisler,
1995)
Observa-se nesses gráficos que, para cada rotação do motor, existe não só um
comprimento ideal dos runners como também um funcionamento ideal das válvulas e a
influência dos efeitos ondulatórios oriundos das frequências de vibrações do duto e do ar para
cada uma das rotações.
2.3.1.4. Volume variável
Nowakowski e Sobieszczanski (1999) adaptaram em um motor 1.4l um sistema de
admissão variável, onde o comprimento do conduto poderia variar de 220 a 1060 mm. Nele
foram realizados experimentos em dinamômetro e um estudo de modelos físicos e
matemáticos para maximização do enchimento do cilindro.
A Figura 31 ilustra o MCI de dois cilindros horizontais, com coletor de admissão
adaptado por Nowakowski e Sobieszczanski, 1999. Em seguida, na Fig. 32, há análise da
variação do torque máximo em função do comprimento do conduto de admissão avaliado
Figura 31 - Motor dois cilindros, horizontal, quatro tempos com coletor de admissão adaptado
(Nowakowski e Sobieszczanski, 1999)
Figura 32 - Curva de torque em função dos comprimentos do conduto de admissão (Nowakowski e
Sobieszczanski, 1999).
Em outra observação realizada no motor, obtiveram-se as curvas de desempenho para
os vários comprimentos apresentados na Figura 33. As curvas de potência e torque para os
comprimentos de 220 mm, 340 mm, 480 mm, 570 mm, 800 mm e 1060 mm são
demonstradas. Ressalte-se que durante o experimento foram monitorados a rotação, o torque
do dinamômetro, a temperatura e pressão no coletor, a temperatura do sistema de
arrefecimento, a lubrificação e a concentração de CO nos gases de combustão.
Figura 33 - Curvas de torque (No) e potencia (Mo) do motor adaptado para os diversos comprimentos do
conduto de admissão (Nowakowski e Sobieszczanski, 1999).
Cumpre dizer, que o importante parâmetro de frequência “q” está intimamente ligado
ao comprimento do tubo de admissão. Ele é definido como sendo a razão entre a frequência
do tubo de admissão (frequência natural do tubo quando a válvula de admissão está fechada) e
a frequência da válvula (metade da frequência de rotação do eixo de manivelas). Desta forma
tem-se:
(16)
Morse (1938) mostra que quando ocorre a ressonância do tubo no terceiro, quarto e
quinto harmônicos da frequência da válvula, isto é, quando q = 3, 4 e 5, há um aumento da
pressão média efetiva e, consequentemente, da eficiência volumétrica. Este parâmetro tem
importância na medida em que fornece uma relação de maximização do projeto de motores,
porquanto motores que apresentam valores mais elevados de pressão média efetiva,
conseguem uma potência motriz mais elevada em comparação aos similares cujo valor de
pressão média efetiva é reduzido.
Benajes (1997) mostra um modelo para o sistema de admissão: quatro tubos primários,
uma câmara intermediária e um tubo secundário. O sistema para esta configuração pode ser
reduzido a uma equação, dada por:
(17)
Onde:
- w é frequência angular (rad/s);
- c é velocidade de som (m/s);
- L1 é comprimento primário (m);
- L2 é comprimento secundário (m);
- A1 é área de seção transversal do tubo primário (m2);
- A2 é área de seção transversal do tubo secundário (m2);
- V é volume da câmara intermediaria entre tubos primários e secundários (m3).
Sabendo-se que a solução de frequência angular desta equação não é explicita, é
necessário à realização de um cálculo iterativo que introduz os valores das dimensões do
sistema para obtê-la, onde valor numérico de w representa a frequência natural do sistema.
Hanriot e Batista, 2007, utilizam uma análise semelhante para o cálculo da frequência natural
de um sistema com dois dutos e uma junção.
2.3.2. Efeito RAM
Como dito antes, a pressão no coletor de admissão varia de acordo com cada ciclo de
admissão do motor. Este fenômeno ocorre por causa das variações de velocidade do pistão e
da área de abertura da válvula de admissão, bem como dos efeitos da vazão não uniforme do
fluído advinda das variações de geometria.
A massa de ar admitida, e consequentemente a eficiência volumétrica, é determinada
pelo nível de pressão na região da válvula de admissão durante o período que a mesma está
aberta. Em altas rotações do MCI, a inércia do fluído presente no sistema de admissão
aumenta a pressão na região da válvula de admissão no instante em que este se fecha,
permitindo que o cilindro continue a encher enquanto o pistão reduz sua velocidade na região
do PMI e início do ciclo de compressão. Este efeito, chamado de efeito RAM, cresce com o
aumento da rotação do motor.
2.3.2.1. Inercia dos Gases
O ar no interior de um duto, quando em movimento, possui energia cinética. Este
“pacote de energia” do ar, se adequadamente aproveitado, pode determinar uma compressão
no interior do cilindro exatamente no momento em que a válvula de admissão está para se
fechar no final do ciclo de admissão (efeito RAM). Cria-se, então, um efeito de “sobre
alimentação natural” devido a inércia que a massa de ar possui.
O Rendimento Volumétrico (ηv) está diretamente relacionado à capacidade que um
motor tem em admitir ar atmosférico, de forma a servir como parâmetro de medida da
eficiência nos processos de admissão do ar. É definido, então, como sendo a razão mássica de
ar no duto de admissão pela taxa que o volume de ar é deslocado pelo pistão
(HEYWOOD,1998).
(18)
Onde ṁ é a vazão mássica atrás do duto de admissão [kg.s-1]; Vd é o volume deslocado
pelo pistão [m3]; N é a rotação do motor [rpm] e ρa é a massa específica do ar admitido [kg.m-
3].
Outro fator que se deve levar em consideração é o fator de efeitos inerciais (Ki), o qual
é definido por:
(19)
Onde ṁ é a vazão mássica com o duto de admissão, e ṁ0 a vazão sem o duto de
admissão.
Como o efeito RAM ocorre a partir da pressão produzida pelo choque da massa de ar
contra a parede do pistão, o que aumenta a massa específica do ar, no instante em que a
válvula de admissão se fecha. Tem-se que a massa especifica do ar pode variar dentro do
cilindro, podendo aumentar a ponto de anular alguns efeitos de perda de pressão e levar o
rendimento volumétrico a valores mais elevados, por esse motivo é que o rendimento
volumétrico também é conhecido como coeficiente de reenchimento.
2.3.3. Perda de Carga
Em um escoamento, fechado ou aberto, sempre haverá perdas de carga, seja ela por
conta do atrito entre o fluido e as paredes do duto ou pela gravidade atuante no fluido, ou
mesmo pelas próprias tensões de cisalhamento internas do escoamento. Sabendo-se disso, os
coletores de admissão são projetados para se ter o mínimo possível de perdas de carga.
Por conta da baixa densidade do fluido de trabalho (ar) e o circuito dos dutos serem
basicamente na mesma altura, as perdas causadas pela gravidade são desconsideradas e
concentram-se os estudos apenas nas perdas de carga por atrito e perdas localizadas em face
das características dos dutos como joelhos, T, mudança de seção, bocais e filtros.
Em cada uma das situações existe um equacionamento especifico para o cálculo da
perda de carga em cada uma delas. Apresenta-se a seguir as formulações para a perda de carga
por atrito, por variação de secção, filtro e curvas, as quais são as principais perdas de carga
existentes no sistema de admissão dos MCI´s.
2.3.3.1. Perda por atrito
No o ciclo de admissão, as perdas geradas por atrito pelo fluxo de ar através de cada
um dos componentes do sistema fazem com que a pressão na câmara de combustão (Pc) seja
menor que a pressão atmosférica (Patm), dependendo do quadrado da velocidade do fluxo.
A queda de pressão total ou a perda de carga da entrada da admissão até a entrada do
cilindro, pela válvula de admissão, é igual ao somatório das perdas de carga em cada um dos
componentes do sistema de admissão. Entre os componentes que geram maior perda de carga
estão as válvulas de admissão. Isso resulta em uma pressão na câmara de combustão durante
ciclo de admissão de cerca de 10 à 20% menor que a atmosférica, quando o pistão desloca-se
próximo de sua máxima velocidade.
De forma simplificada, pode-se descrever as perdas de carga através da equação de
Bernoulli para cada componente por onde o fluido atravessa. Nos motores de ignição por
faísca, a equação de Bernoulli pode ser aplicada para os componentes tanto nos sistemas de
admissão quanto nos de exaustão.
(20)
Onde: εj = coeficiente de resistência para o componente em estudo (depende da
geometria deste e das condições de escoamento);
Vj = velocidade local do fluído. Se for considerado que o escoamento ocorre em
regime permanente, Vj será igual à velocidade média do pistão logo:
Onde: Aj é mínima área de passagem do fluido; Ap a área do pistão e Sp a velocidade
média do pistão. Com as equações acima se pode avaliar a perda total por atrito como sendo:
(21)
Na equação 21 observa-se o impacto da área de passagem do fluído nas perdas por
atrito, quanto maior a área de passagem menor é a perda e a dependência das perdas com a
velocidade (rotação) do motor. A figura 33, reproduzida por Heywood (1988), demonstra as
perdas por atrito quando o fluido atravessa os componentes do sistema de admissão de um
motor quatro tempos de aplicação automotiva. O teste por ele executado confirma que as
perdas de pressão por atrito variam com o quadrado da velocidade do fluido no interior do
duto.
Figura 34 - Perdas de pressão no sistema de admissão de um motor de combustão interna, quatro tempos
com ignição por centelha, determinadas para uma condiçãode vazão permanente. Curso = 89 mm.
Diâmetro cabeça pistão = 84 mm (Heywood, 1988)
3. Metodologia
3.1. Bancada de análise de fluxo – MotorPower 200
A bancada de fluxo MotorPower 200 v106 foi projetada para realizar testes e analises
em cabeçotes de motores de combustão interna. Seu funcionamento é divido em 3
experimentos diferentes, cuja diferença entre eles está na pressão inicial de análise. Cada
experimento tem 2 ciclos de análise: admissão ou escape. Em cada ciclo é definida a vazão de
funcionamento do sistema, as perdas de cargas e 5 posições distintas para a abertura da
válvula no cabeçote.
A rotina de exame dos dados é pré-definida pela própria bancada, onde alguns
parâmetros podem ser alterados, como distância e tempo. Antes de toda medição, a bancada
realiza uma calibração para identificar vazamentos e perdas de carga antes de rodar a rotina de
teste. Essa calibração é necessária para que a perda de carga gerada pelo sistema antes do
funcionamento não seja somada à perda de carga analisada durante o experimento, a fim de se
ter apenas a perda de carga efetiva do posicionamento das válvulas do cabeçote.
A interação da bancada com o operador é feita através de um visor LCD e 6 teclas, 4
direcionais para escolha das opções, uma tecla “N” para negar a ação proposta pela bancada e
selecionar a negação, e um tecla “S” mediante a qual se aceita a proposta da bancada e se dá
continuidade ao procedimento
.
3.1.1. Ciclo de admissão
No ciclo de admissão é realizada a seleção da válvula de trabalho a pressão e a vazão
em que se deseja trabalhar.
3.2. Componentes
Para a execução dos testes e criação da rotina de trabalho da bancada, bem como a sua
caracterização foram utilizados os seguintes componentes:
3.2.1. Bancada:
Nela estão os sensores de fluxo, o motor e o visor de análise de resultado. Além disso,
identifica-se a entrada e a saída do fluxo de análise e onde está montada a base dos
equipamentos agregados a ela. Abaixo, as figuras 35 e 38 ilustram a bancada e seu
funcionamento.
Figura 35 – Bancada e componentes
Figura 36 – interface do usuário da bancada
Figura 37 - Saida CFM da bancada
Figura 38 - Furo de Aferição
3.2.2. Plenum de transferência:
Para se realizar a adaptação do cabeçote à bancada de análise, foi necessária a criação
de um plenum dimensionado a parir das grandezas do cabeçote, com a finalidade de evitar a
perda de carga e garantir que a pressão na entrada de cada válvula seja a mesma em todos os
cilindros. As dimensões do plenum são: 538mm de largura, 368mm de comprimento e
189mm de altura. A seguir, imagens do plenum e da fabricação do mesmo.
Figura 39 – Abertura de conexão do plenum ao cabeçote
Figura 40 – Base inferior do Plenum com a abertura de conexão com a bancada.
3.2.3. Cabeçote
Foi selecionado um cabeçote do veículo Gol Power 1.6 8v EA111 2015 para a análise
da perda de carga nas válvulas, dos coletores de admissão, do filtro e das conexões do
sistema. Para a fixação do coletor no plenum foi utilizado 4 parafusos, os quais foram
colocados nos orifícios dos parafusos de fixação do cabeçote ao bloco do motor, os orifícios
utilizados foram os 4 da extremidade.
A Figura 41 mostra o cabeçote e a sua instalação no plenum de transferência.
Figura 41 – Cabeçote instalado ao plenum
3.2.4. Coletor de Admissão
Inicialmente foi pensado o uso de um coletor de admissão variável, porém pelo seu
alto custo comercial aliado à grande dificuldade de se encontrar um exemplar usado em
condições próprias de análise, houve sua substituição por um coletor de fluxo comum. A
escolha do modelo EA111 da Volkswagen se justificou pelo seu baixo custo operacional e sua
larga disponibilidade no mercado. Os motores EA111 da Volkswagen foram lançados em
2014 e estão em uso até a presente data (2016) nos modelos Gol, Voyage, Saveiro e Fox, o
que torna a sua análise de relevante impacto no mercado automotivo brasileiro.
As Imagens 42 e 43 mostram o coletor e a sua instalação no cabeçote e
consequentemente na bancada.
Figura 42 – coletor de Admissão instalado ao cabeçote
Figura 43– TBI do coletor (borboleta de admissão do ar)
3.2.5. Filtro de Ar:
O filtro de ar é o componente que impede a entrada de pequenos dejetos no sistema de
admissão. Nele ficam retidos parte da umidade e boa parte do particulado suspenso do ar. Em
razão de dificultar o fluxo de ar, é responsável por perdas de carga no sistema. Na figura 44
está o filtro utilizado, sua caixa de fixação e a sua instalação no sistema de análise.
Figura 44– Filtro de Ar conectado ao coletor e suas conexões
3.2.6. Conexões:
Como dito anteriormente as conexões são responsáveis por pequenas perdas de carga,
por isso aqui são apresentadas as conexões que compõem a bancada. Vale ressaltar que as
perdas de carga particulares a cada uma delas também serão analisadas. Na figura 45 tem-se
as conexões do sistema de admissão.
Figura 45 – da esquerda para a direita: conexão de ar com a caixa de filtro; conector da caixa de filtro
com a TBI
3.3. Dados a serem aferidos
A bancada MotorPower 200 tem como informações de saída apenas o CFM (cubic feet
per minute) e a temperatura inicial e final do escoamento. Porem essas informações aliadas a
densidade do ar (vide tabelas Termodinâmica – Yannus A. Cengel) no dia testado e a pressão
local são suficientes para a análise da perda de carga do sistema.
3.3.1. Cubic Feet per Minute
O pé cúbico por minuto, CFM na sigla original, é a unidade de vazão comumente
utilizada na indústria automotiva. Por ser uma unidade de vazão é necessária a sua
compreensão a partir do fenômeno em si. Dessa forma, tem-se que vazão, segundo Cesar
Cassiolato Diretor de Pesquisa e Desenvolvimento, Engenharia de Produto e Qualidade
na SMAR Equipamentos Industriais Ltda é:
A quantidade volumétrica ou mássica de um fluido que escoa através de uma seção de
uma tubulação ou canal por unidade de tempo.
Vazão Volumétrica – É a quantidade em volume que escoa através de certa secção em
um intervalo de tempo considerado. As unidades volumétricas mais comuns são: m3/s,
m3/h, l/h, l/min e CFM. A formulação matemática é dada por:
(22)
Onde: V = volume, t = tempo, Q = vazão volumétrica.
Vazão mássica – É a quantidade em massa de um fluido que escoa através de certa
secção em um intervalo de tempo considerado. As unidades de vazão mássica mais
utilizadas são: kg/s, kg/h, t/h, lb/h. Similarmente à vazão volumétrica tem-se:
(23)
Onde: m = massa, t = tempo, Qm = vazão mássica = ṁ.
Como o CFM é uma unidade de vazão volumétrica, e para a perda de carga usando a
equação de Bernolli é necessária a utilização da vazão mássica do fluido, basta a
multiplicação do ρ do ar pelo CFM para transformar CFM em ṁ.
3.3.2. Temperatura
As temperaturas de entrada e saída do escoamento servem para, juntamente com o
CFM associado ao ρ do ar, determinar a perda de carga no sistema. A caracterização do
estado termodinâmico do ar é determinada por apenas 2 propriedades termodinâmicas, neste
caso, temperatura e pressão. Com o estado determinado, aplicam-se suas propriedades na
formulação para determinar a perda de carga gerada no escoamento.
3.4. Teste preliminar
Após a construção do plenum realizou-se alguns testes de adaptação para que o
plenum fosse utilizado e não interferisse nos resultados a serem aferidos pela bancada. A
seguir a descrição do teste realizado.
3.4.1. Procedimentos
Primeiramente realizou-se o encaixe do furo da base do pleno como visto na figura 40
no furo de aferição da bancada, figura 38. Para que a vedação fosse favorecida, um conector
rosqueado com um anel de vedação foi utilizado. Em seguida ligou-se a bancada apenas com
o plenum instalado para se analisar os vazamentos no escoamento. É importante lembrar que a
própria bancada ao iniciar a rotina de testes dá a opção de se identificar os vazamentos. No
primeiro teste o vazamento identificado foi de 2.6 CFMs, sem o plenum, com o plenum o
vazamento foi de 5.3 CFMs. Para que o vazamento seja corrigido é necessário a realização de
uma vedação mais completa do plenum. Está já está em andamento, porém sem resultados
ainda.
3.4.2. Resultados
Após os testes verificou-se altos indicies de vazamentos como citado anteriormente,
contudo verificou-se que as adaptações foram eficazes e que a bancada foi capaz de medir o
fluxo com o cabeçote instalado. Para diminuir os vazamentos foi utilizado eva (etileno vinil
acetato) entre a madeira e base e entre a madeira e o cabeçote.
3.5. Parâmetros de Análise dos Testes
Serão analisados nos testes o fluxo de ar através do cabeçote e o sistema de admissão
do motor, além da temperatura, pressão inicial e o comportamento do fluxo com o aumento da
vazão (simulação do aumento de rotação do motor). Onde cada um desses dados será
comparado aos aferidos no veículo teste. O objetivo é replicar o funcionamento do coletor de
admissão em laboratório através da bancada e de seu funcionamento.
3.6. Metodologia dos Testes
Para a realização dos testes será necessário a caracterização das condições climáticas
do dia em que o teste foi realizado. Isto é, a temperatura, umidade relativa, pressão e horário
em que o mesmo foi realizado. A partir dessas informações dar-se-á início ao testes pela
bancada.
Cada experimento será realizado de forma sequenciada, 5 vezes para vazão simulada
(rotação do motor) com seus dados anotados. O Motor 1.6 power tem faixa útil de rotação
entre 1500-6500 rpm, portanto simular-se-á as seguintes rotações: 1500, 2000, 2500, 3000,
4500 e 6000 para as vazões. Logo cada experimento terá 5 entradas para cada rotação, e com
essas 6 rotações será possível gerar a curva de perda de carga para cada um dos componentes
do sistema de admissão.
Levantar-se-á as curvas de cada uma das seguintes partes do sistema de admissão:
TBI – 3 posições distintas da borboleta de admissão
Pistões – Uma curva para cada um dos 4 pistões
Coletor com o filtro
Coletor sem o filtro
Coletor com o filtro esportivo
Para que não haja nenhum experimento com resultados muito distintos um do outro, é
necessário que todos eles sejam realizados entre 22-32 graus célsius. Segundo a tabela A-17
Termodinâmica – Yannus A. Cengel, O volume especifico do ar varia em menos de 10%,
representando assim uma alteração muito pequena nos resultados de perda de carga.
Todos os dados aferidos deverão ser comparados aos aferidos no motor real e
comparados a formulação teórica aproximada para que seja possível a criação de uma
formulação matemática que represente o modelo experimental e que possa ser aplicada de
forma geral no sistema de admissão.
3.7. Dificuldades Enfrentadas
As principais dificuldades enfrentadas foram a ambientação com a bancada por falta
de manuais e outros trabalhos que a utilizaram; identificar o real poder de análise da mesma;
utilização ideal da bancada; a criação das peças adicionais que possibilitaram o uso da
bancada para um sistema de admissão completo (cabeçote, coletor e filtro); a criação da rotina
de análise; Identificação e adaptação dos parâmetros usados pela bancada.
A bancada apresenta uma série de etapas para análise individual de cada pistão, fazer a
adaptação para uma análise com o cabeçote como um todo e fazer com que as perdas por
causa dessa adaptação sejam as mínimas possíveis tem sido as maiores dificuldades
construtivas dos testes.
4. Conclusão e Próximos Passos
A bancada apresenta um funcionamento simples, porém muito completo. Com os
principais dados como vazão, temperatura e pressão sendo informadas pelo próprio sistema é
possível caracterizar a perda de carga por cada um dos componentes do sistema de admissão.
Por isso conclui-se que a MotorPower 200 pode ser usada como bancada de fluxo para análise
de perda de carga, outras finalidades da bancada ainda estão sendo avaliadas. A seguir os
próximos passos a serem realizados para a conclusão da caracterização da bancada e para as
análises de perda de carga:
4.1. Cronograma de Testes
Os testes na bancada serão realizados conforme o cronograma em forma de tabela a
seguir, mostra, em semanas, os meses de agosto e setembro onde os dados deverão ser
coletados
4.2. Definir a perda de carga no coletor em estudo
Após a coleta de todos os dados, isto é, a partir do mês de outubro iniciará a criação do
modelo matemático para perda de carga em estudo comparando os resultados aferidos com a
formulação matemática e os dados reais do motor veicular.
4.3. Propor caminhos para que perda de carga seja
atenuada
Com a formulação criada e os dados devidamente comparados dar-se-á início a
investigação das medidas possíveis a serem tomadas ou mudanças necessárias para a
atenuação das perdas de cargas calculadas.
4.4. Apresentação de sistemas alternativos
Sabendo-se os motivos da perda de carga, seus valores, e possíveis formas de se solucionar os
problemas identificados é possível propor sistemas alternativos que melhorem o
funcionamento do sistema de admissão e o possível teste dos mesmos.
4.5. Propor modelos de simulação para validação dos
resultados experimentais
Para que os dados aferidos, o equacionamento gerado e a analise experimental tenha
um alcance ainda mais completo é necessário a criação de modelos de simulação para os
fatores de correção da curva real com o experimental e o teórico sejam os menores possíveis e
mais exatos possível.
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Anexos
