Diesel Rk.pdf 73s4h

SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK

Michel Millem Camara

Projeto de Graduação apresentado ao Curso de Engenharia Mecânica da Escola Politécnica, Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Engenheiro.

Orientador: Prof. Marcelo José Colaço, Dsc.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL MARÇO DE 2015

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA DEM/POLITÉCNICA/UFRJ

SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK

Michel Millem Camara

PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE

ENGENHARIA

MECÂNICA

DA

ESCOLA

POLITÉCNICA

DA

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS

NECESSÁRIOS

PARA

A

OBTENÇÃO

DO

GRAU

DE

ENGENHEIRO MECÂNICO.

Aprovado por: ________________________________________________ Prof. Marcelo José Colaço; DSc.

________________________________________________ Prof. Daniel Onofre de Almeida Cruz; DSc.

________________________________________________ Prof. Manuel Ernani de Carvalho Cruz; PhD.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL MARÇO DE 2015

Camara, Michel Millem. Simulação computacional de motor diesel marítimo utilizando software Diesel RK / Michel Millem Camara – Rio de Janeiro: UFRJ / Escola Politécnica, 2015. X, 98p.:il.; 29,7 cm Orientador: Prof. Marcelo José Colaço, DSc. Projeto de Graduação – UFRJ / Escola Politécnica / Curso de Engenharia Mecânica, 2015. Referências Bibliográficas: p. 69 - 71 1. Simulação de motor Diesel. 2. Software Diesel RK. 3. Motor marítimo. 4. Emissão de poluentes em motores Diesel. I. Colaço, Marcelo. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Engenharia Mecânica. III. Simulação computacional de motor Diesel marítimo utilizando software Diesel RK.

i

Dedico

aos

meus

avós,

Celeste, Miguel e Guy, que olham por todos nós lá de cima.

ii

AGRADECIMENTOS

A Deus, por todas as bênçãos que recebi, e principalmente, pela família que me deu. A meus pais, Mario e Laura, por todo o amor, carinho e apoio que me proporcionam desde sempre. É meu maior privilégio ser filho de vocês.

A minha avó, Sônia, por suas orações e torcida, e sempre disposta a ajudar no que for preciso.

A meu quase-irmão Eurico, por toda a amizade, apoio e companheirismo de tantos anos. Um amigo que levarei para a vida toda.

A minha namorada Karina, pelos ótimos momentos juntos, e pelos muitos outros que ainda virão em sua companhia.

A família e amigos, pelo e e apoio nos bons e maus momentos, que serviram para que chegasse até aqui.

Aos amigos que a Engenharia Mecânica trouxe, por todo o estudo e trabalho árduo para atingirmos juntos nossos objetivos.

Aos amigos Cláudio Pedro, Hélio, Leandro e Benone da Armco Staco, por toda a ajuda e ensinamentos ados, vocês mudaram a forma com que eu vejo a engenharia.

Ao professor Marcelo Colaço pela disponibilidade em me orientar neste projeto, pelos importantes ensinamentos teóricos e práticos e pela disposição em me ajudar sempre que preciso.

Aos professores Daniel Cruz e Manuel Ernani, por aceitarem o convite de participar da banca examinadora. iii

Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/ UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.

SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE MOTOR DIESEL MARÍTIMO UTILIZANDO SOFTWARE DIESEL RK

Michel Millem Camara

Março/2015

Orientador: Marcelo José Colaço, DSc.

Curso: Engenharia Mecânica

Com o ar das décadas, o avanço da tecnologia e a demanda de energia também crescem de forma acelerada, e faz-se necessária a pesquisa de novas fontes de energia, além de aprimoramento das já existentes. Um dos maiores problemas relacionados a motores de combustão é a emissão de gases poluentes à atmosfera, principalmente em um momento de preocupação constante com o meio ambiente. Este projeto visa elaborar e validar uma simulação da operação do motor MAN Innovator – 4C, analisando seus resultados e comparando-os com os valores obtidos na bancada de experimentos no bunker do Laboratório de Máquinas Térmicas da Universidade Federal do Rio de Janeiro, onde o motor fica instalado. Para realizar o ensaio computacional, serão coletados os parâmetros do motor a partir dos manuais de operação do mesmo. Com os dados corretos, a simulação será feita e os resultados serão avaliados. As curvas de pressão e potências geradas serão comparadas aos valores reais. Posteriormente, será feita a análise dos resultados de diversos parâmetros, visando validar a simulação e verificar se os modelos utilizados pelo programa são adequados. Por fim, será feita a comparação entre os valores das emissões dos compostos mais poluentes, e que usualmente são regulados por normas em diversos países. Estes dados também serão coletados experimentalmente no laboratório e os resultados serão confrontados. Palavras-chave: Simulação de motor Diesel, Software Diesel RK, Motor marítimo, Emissão de poluentes em motores Diesel.

iv

Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer.

COMPUTATIONAL SIMULATION OF MARITIME DIESEL ENGINE USING SOFTWARE DIESEL RK

Michel Millem Camara

March/2015

Advisor: Marcelo Colaço, DSc.

Course: Mechanical Engineering

Within decades, the advances of technology and energy demand also increase greatly, and it is a necessity the research for new sources of energy and the improvement of the already used ones. One of the biggest problems related to combustion engines is the emission of pollutant gases to the atmosphere, particularly in a moment of constant concern with the environment. This project aims to elaborate and validate the simulation of the operating engine MAN Innovator- 4C, analyzing its results and comparing them with the ones obtained in the experimental cell installed at the Thermal Machines Laboratory of Federal University of Rio de Janeiro. To perform the computational test, the engine parameters are going to be gathered from the operational manuals. With the correct data, the simulation will be executed and the results will be analyzed. The internal pressure graphics and engine power will be compared to the real values The analysis of different parameters will also be made, aiming to validate the simulation and the adequacy of the models used by the software. Finally, the quantity of pollutant gases emitted by the engine will be simulated, and the results Will be compared to the experimental ones. These gases usually are regulated by norms and laws in different countries.

Keywords: Diesel engine simulation, Software Diesel RK, Maritime engine, Pollutant emission in Diesel engines.

v

SUMÁRIO

1.

INTRODUÇÃO ...................................................................................................... 1

2.

OBJETIVO ............................................................................................................. 3

3.

REVISÃO CONCEITUAL .................................................................................... 4 3.1. 3.1.1.

Motor Alternativo ................................................................................................................. 5

3.1.2.

Motor Rotativo ..................................................................................................................... 6

3.1.3.

Motor de Ignição por Centelha ............................................................................................. 7

3.1.4.

Motor de Ignição por Compressão ....................................................................................... 7

3.2.

CICLOS PADRÃO A AR E O CICLO DIESEL .............................................. 8

3.2.1.

Ciclo-Padrão de Carnot ......................................................................................................... 8

3.2.2.

Ciclo-Padrão de Diesel ........................................................................................................ 10

3.3.

PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO ............................................ 11

3.3.1.

Razão de Compressão ......................................................................................................... 11

3.3.2.

Volume do Cilindro.............................................................................................................. 12

3.3.3.

Torque e Potência Efetiva ................................................................................................... 13

3.3.4.

Pressão Média Efetiva (mep) .............................................................................................. 13

3.4.

ATRASO DE IGNIÇÃO ................................................................................ 14

3.4.1.

Avanço de Injeção ............................................................................................................... 15

3.4.2.

Quantidade de Combustível e Carga .................................................................................. 15

3.4.3.

Temperatura e pressão do ar de issão ........................................................................ 16

3.4.4.

Rotação ............................................................................................................................... 16

3.4.5.

Swirl .................................................................................................................................... 17

3.4.6.

Concentração de O2 ............................................................................................................ 17

3.4.7.

Pulverização de Combustível .............................................................................................. 18

3.4.8.

Cetano................................................................................................................................. 19

3.5.

4.

CLASSIFICAÇÃO DOS MOTORES .............................................................. 5

EMISSÕES ..................................................................................................... 20

3.5.1.

Monóxido de Carbono ........................................................................................................ 20

3.5.2.

Material Particulado ........................................................................................................... 21

3.5.3.

Hidrocarbonetos ................................................................................................................. 21

3.5.4.

Óxidos de Nitrogênio .......................................................................................................... 22

3.5.5.

Enxofre ................................................................................................................................ 22

SOFTWARE DIESEL RK................................................................................... 23 vi

4.1.

HISTÓRICO ................................................................................................... 23

4.2.

MODELO DE WIEBE ................................................................................... 24

4.3.

MODELO RK ................................................................................................. 25

4.4.

VAPORIZAÇÃO DO COMBUSTÍVEL ........................................................ 27

4.5.

CORRELAÇÃO DE WOSCHNI ................................................................... 29

4.6.

CÁLCULO DE EMISSÃO DE NO ................................................................ 30

5.

CONFIGURANDO O SOFTWARE................................................................... 32

6.

SIMULAÇÃO DO MOTOR MAN INNOVATOR 4C E RESULTADOS...... 46

7.

6.1.

CURVA DE PRESSÃO .................................................................................. 48

6.2.

TEMPERATURA NO INTERIOR DO CILINDRO ...................................... 53

6.3.

PRESSÃO MÉDIA EFETIVA (BMEP) ......................................................... 54

6.4.

POTÊNCIA DE SAÍDA ................................................................................. 55

6.5.

RAZÃO A/F EQUIVALENTE E CYCLE FUEL MASS ............................... 56

6.6.

EMISSÕES DE NOX E SO2 ............................................................................ 59

CONCLUSÕES..................................................................................................... 67

REFERÊNCIAS ........................................................................................................... 69 APÊNDICE A – CONVERSÃO DE UNIDADES PARA EMISSÃO DE SO2 ........ 72 ANEXOS ....................................................................................................................... 74 ANEXO I – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 100% DA CARGA NOMINAL – DIESEL RK............................................................................................................................... 74 ANEXO II – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 75% DA CARGA NOMINAL – DIESEL RK............................................................................................................................... 77 ANEXO III – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 50% DA CARGA NOMINAL – DIESEL RK............................................................................................................................... 80 ANEXO IV – RESULTADOS DA SIMULAÇÃO PARA 25% DA CARGA NOMINAL – DIESEL RK............................................................................................................................... 83 ANEXO V – PARÂMETROS UTILIZADOS NAS SIMULAÇÕES – DIESEL RK .................... 86 ANEXO VI – RESULTADOS EXPERIMENTAIS PARA EMISSÕES – HORIBA .................... 96 ANEXO VII – NORMA DIN EN 590 PARA ÓLEO DIESEL – DIERSCH & SHRÖDER GROUP .................................................................................................................................. 102

vii

LISTA DE SÍMBOLOS

� 𝑈

velocidade média do pistão

(m/s)

vazão mássica

(kg/h)

∆θd:

duração da combustão difusiva

(graus)

∆θp:

duração da combustão pré-misturada

(graus)

a

raio da manivela

(mm)

B

diâmetro do pistão

(mm)

C

Concentração do composto

(g/kW.h)



calor específico a pressão constante

(J/kg.K)

cv

calor específico a volume constante

(J/kg.K)

ds

diâmetro de superfície

(mm)

dv

diâmetro volumétrico médio

(mm)

dv/s

diâmetro médio de Sauter

(mm)

l

comprimento da biela

(mm)

md

fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva (adimensional)

MM

massa molar do composto

mp

fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada (adimensional

N

rotação do motor

𝑚̇

ncilindros

(kg/kmol)

(rpm)

número de cilindros

(adimensional)

nr

número de revoluções da manivela

(adimensional)

P

potência

(kW)

p

pressão no interior do cilindro

(kPa)

PMI

ponto morto inferior

(adimensional)

PMS ponto morto superior

(adimensional)

rc

razão de compressão

(adimensional)

s

distância entre o eixo da manivela e o eixo do pino do pistão

(mm)

T

temperatura

(K)

Trq

torque

(N.m)

Vc

volume do cilindro

(mm³)

Vd

volume deslocado pelo pistão

(mm³)

wi

fração mássica

(%) viii

xd

fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (adimensional)

xp

fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada

(adimensional) yi

fração molar

(%)

θ

ângulo da manivela

(graus)

λ

razão ar-combustível equivalente

𝛾

Quantidade de SO2, obtida na emissão experimental

(adimensional) (ppm)

ix

GLOSSÁRIO

Autoignição – situação adversa ao motor, ocorre um queima espontânea e independente da centelha.

Biela – peça conectada ao pistão que serve para transmitir ou transformar o movimento retilíneo alternativo em circular contínuo.

Ciclo termodinâmico – qualquer série de processos termodinâmicos tais que, ao fim de todos, o sistema regresse ao seu estado inicial.

Cilindro do motor – espaço do motor onde ocorre a queima do combustível e movimento do pistão. Deve resistir a altas temperaturas e desgaste.

Combustão – queima entre o combustível e um gás (denominado comburente da mistura) para liberação de energia na forma de luz e calor.

Dinamômetro – equipamento projetado para a medição de força, torque ou potência. No caso do motor, calcula a força a partir dos valores medidos para torque e rotação.

Pistão – peça cilíndrica do motor, que se move no interior do cilindro, geralmente fabricada em alumínio ou outra liga metálica.

Ponto Morto Inferior - posição mais baixa do embolo no interior do cilindro.

Ponto Morto Superior – posição mais alta do êmbolo no interior do cilindro.

Smog – tipo de poluição atmosférica que resulta na formação de um nevoeiro contaminado por fumaças, dificultando a visão.

x

Swirl – turbulência gerada na parte superior do cilindro, devido à injeção de ar no motor Diesel. Facilita a mistura entre o combustível injetado e o ar no interior da câmara.

Virabrequim – também chamado de eixo de manivelas ou árvore de manivelas, tem a função de transformar uma força em um momento. No motor de combustão, é fabricado com materiais duros, para resistir tração e fadiga.

xi

1. INTRODUÇÃO

Os primeiros motores de combustão interna datam de 1876, quando o engenheiro alemão Nikolaus Otto criou e implementou o primeiro motor de ignição por centelha, e em 1892 quando Rudolf Diesel fez o mesmo com um motor de ignição por compressão. Com o tempo, novas tecnologias foram surgindo, assim como novas demandas por energia e diferentes contextos ambientais. Durante os últimos anos, houve e ainda há um investimento crescente em pesquisas e desenvolvimento dessa tecnologia, visando principalmente um aumento de energia obtida para um menor consumo de combustível, além da redução da emissão de gases poluentes à atmosfera. A Figura 1.1 mostra a magnitude do que, pelo menos até 2012, era considerado maior motor de combustão do mundo: o Wärtsilä RT-flex96C possui 13.5m de altura e 27.3m de comprimento e produz mais de 109.000 cavalos de potência nos seus 14 cilindros.

Figura 1.1 - Motor de dois tempos Wärtsilä RT-flex96C [14]

Os motores de combustão têm como propósito a conversão de energia química (presente no combustível utilizado) em energia mecânica. Diferentemente de um motor de combustão externa, os motores de combustão interna convertem essa energia através da queima ou oxidação do combustível dentro do motor. Com isso, a mistura ar1

combustível (antes da queima) e os gases produzidos no processo (após a queima) são os fluidos de trabalho [3]. A importância dessa fonte de trabalho mecânico é inegável nos dias modernos. Desde a indústria, ando pelo setor de transporte e até pela agricultura, a aplicação de motores para geração de energia é extremamente vasta. E, por sua intensa propagação, investir no desenvolvimento desse setor para, principalmente, reduzir as emissões poluentes, é essencial. Essa redução é especialmente desejada quando são observadas fotos como as da Figura 1.2, que trazem a intensa poluição na cidade de Pequim, durante a manhã em 2007, na hora do rush.

Figura 1.2 - Smog na cidade de Pequim, em 2007 [16]

2

2. OBJETIVO

O objetivo deste projeto é realizar uma simulação computacional de um motor Diesel MAN Innovator – 4C, que se encontra no Laboratório de Máquinas Térmicas (LMT) do Centro de Tecnologia da Universidade Federal do Rio de Janeiro, na ilha do Fundão. A simulação é feita através do software Diesel RK, cujas possíveis aplicações são a predição de consumo de combustível, curva de potência, análise de emissões, entre outros dados. Inicialmente, os dados operacionais e de fabricação do motor são coletados. Utilizando os manuais disponíveis no laboratório, e outros arquivos fornecidos pelo fabricante, foi possível reunir todas as informações necessárias para que a simulação fosse executada. Foram feitas simulações para 100%, 75%, 50% e 25% das cargas nominais do motor. Depois, são comparados os valores obtidos na simulação com os experimentais, de forma a validar o ensaio computacional e averiguar a confiabilidade de seus resultados. Para isso, foram verificadas a potência gerada e as curvas de pressão, para cada carga nominal. Por fim, são avaliados os valores para as emissões de poluentes, temperaturas, e pressões médias efetivas, a fim de garantir que a simulação é válida e que o modelo do software pode ser utilizado de forma eficaz.

3

3. REVISÃO CONCEITUAL

Os motores de combustão são maquinas geradoras de força motriz, trabalhando com princípios da termodinâmica e com conceitos de compressão e expansão de fluidos gasosos para isso. Ela é capaz de converter a energia química, presente nos combustíveis utilizados, em energia mecânica, através da queima desses combustíveis. Classificamos como motores de combustão interna aqueles em que a combustão ocorre no interior de suas câmaras, e com isso a operação ocorre utilizando a combinação arcombustível como fluido de trabalho. Um exemplo deste tipo de motor é apresentado na Figura 3.1.

Figura 3.1 - Seção de um motor Diesel de 2 tempos [4]

Os conceitos apresentados neste capítulo têm como fontes principais as referências [4]e [13].

4

3.1. CLASSIFICAÇÃO DOS MOTORES

Os mecanismos utilizados pelos motores permitem uma classificação diversificada para cada tipo. São eles:

3.1.1. Motor Alternativo

Através de repetidos movimentos de translação dos pistões, alteram o volume da câmara de combustão, comprimindo ou expandindo os fluidos dentro da mesma. Os motores alternativos podem operar em dois ou quatro tempos.

3.1.1.1. Motor Dois Tempos

A cada volta do eixo, temos um ciclo de issão, compressão, expansão e exaustão. Utilizam o próprio pistão como “válvula”, já que o mesmo é responsável pela abertura e fechamento de aberturas nas paredes da câmara. Para motores de maior porte, entretanto, essa opção não é viável, logo é utilizada uma válvula no cabeçote. Este ciclo é ilustrado na Figura 3.2. Na etapa retratada no lado esquerdo, as entradas de transferência e exaustão estão bloqueadas pelo pistão, e o termo “exhaust blowdown” refere-se ao atraso entre o início da exaustão e a abertura da agem entre o cárter e o cilindro, para que a nova mistura ar-combustível possa ser queimada [19]. À direita, o processo de “scavenging”, que consiste na exaustão da mistura dos gases já queimados e entrada da nova mistura. Se essa etapa for incompleta, haverá problemas no momento da queima.

5

Figura 3.2 - Ciclo de operação dois-tempos [4]

3.1.1.2. Motor quatro tempos

Para completarmos um ciclo termodinâmico, precisamos completar duas voltas no eixo do virabrequim. A issão e compressão ocorrem em uma das voltas, e a transferência de calor na volta seguinte. Por essa complexidade, não é possível utilizar o pistão como um controlador da entrada e saída de fluidos da câmara, logo se faz necessário o uso de um (ou mais) comando de válvulas.

3.1.2. Motor Rotativo

Seu funcionamento envolve a rotação de um pistão especial em uma câmara de combustão adequada, e realiza as mesmas 4 etapas de um motor alternativo, porém essas etapas ocorrem de forma simultânea, mas em diferentes setores da carcaça. Permite uma operação muito mais silenciosa, além de ser mais leve e compacto que um motor alternativo, entretanto apresenta problemas de vedação e exige maior consumo de lubrificantes. São exemplos os motores Wankel e Quasiturbine. Para facilitar a visualização do funcionamento deste tipo de motor, um esquema está apresentado na Figura 3.3. Nele, podemos observar as diferentes etapas da combustão ocorrendo em regiões distintas, simultaneamente.

6

Figura 3.3 - Funcionamento de um motor Wankel [17]

Podemos classificá-los também pelo tipo de ignição utilizada na combustão. Isso também determina o tipo de combustível utilizado no processo. São eles:

3.1.3. Motor de Ignição por Centelha

Uma mistura ar-combustível é itida na câmara de combustão e comprimida pelo pistão, apresentando por isso um aumento de temperatura e pressão. Uma centelha provocada por uma vela gera a energia inicial necessária ao processo de combustão, e a mistura queima, expandindo a câmara e empurrando o pistão para baixo. A razão de compressão acaba sendo limitada pela resistência à autoignição do combustível utilizado. O motor de ciclo Otto, por exemplo, utiliza esse tipo de ignição.

3.1.4. Motor de Ignição por Compressão

Na fase de issão, ar é forçado a entrar na câmara de combustão. Depois de sua compressão, e já apresentando elevadas temperatura e pressão, o combustível é injetado. Entrando em contato com o ar aquecido, a combustão ocorre sem a ajuda da

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centelha. A razão de compressão precisa ser suficientemente alta para causar a autoignição do combustível. O motor Diesel, como o MAN Innovator-4C, utiliza a ignição por compressão.

3.2. CICLOS PADRÃO A AR E O CICLO DIESEL

Uma análise mais teórica de um ciclo térmico de um motor de combustão interna o classificaria como um ciclo aberto, com um fluido de trabalho composto por uma mistura de gases. Entretanto, uma boa aproximação prática do ponto de vista da engenharia é considerá-lo um ciclo fechado, com um fluido de trabalho considerado padrão (ar). Para essa análise, consideramos verdadeiras as seguintes hipóteses:

I.

Uma massa fixa de ar (gás perfeito) é considerada durante todo o processo. Desta forma, não seria necessário considerar os fluxos de fluidos através das válvulas;

II.

O processo de combustão é substituído por uma transferência de calor de uma fonte externa;

III.

Os processos de entrada e saída de ar são substituídos por processos de transferências de calor;

IV. V.

Todos os processos de compressão e expansão são considerados reversíveis; e Cv são considerados constantes.

3.2.1. Ciclo-Padrão de Carnot

O ciclo-padrão de Carnot é um ciclo termodinâmico teórico proposto por Nicolas Léonard Sadi Carnot, em 1824. Consiste na alternância entre processos isotérmicos e adiabáticos, que garantem uma menor perda de calor para o meio externo. Esse ciclo tem um rendimento que não chega a 100%, e é uma referência de máxima eficiência possível para uma máquina térmica operando entre dois níveis de temperatura pré-determinados. Mesmo assim, um equipamento capaz de recriar um ciclo tão ‘perfeito’ até hoje não pôde ser construído na prática. Um diagrama do ciclo de Carnot está representado na Figura 3.4. 8

Figura 3.4 - Diagrama do Ciclo de Carnot [18]

Os quatro processos do ciclo são:

1. O ciclo se inicia com o gás em contato com o reservatório de alta temperatura. Isso permite que o sistema realize uma expansão isotérmica do volume V1 para o volume V2, mantendo a temperatura T1 constante. É nesse processo que o gás realiza trabalho no pistão; 2. Ao atingir o volume V2 e pressão p2, o sistema continua sua expansão, mas dessa vez adiabaticamente. Isso resulta em uma queda de temperatura durante esse processo; 3. Quando a temperatura atinge o valor T2, o gás entra em contato com uma fonte de baixa temperatura, no momento em que o volume é V3 e a pressão p3. Nesse momento, o gás começa a ser comprimido istoermicamente, rejeitando calor para a fonte de baixa temperatura;

9

4. Finalmente, ao atingir o volume V4 e pressão p4, o contato entre o gás e o reservatório é interrompido e a compressão continua de forma adiabática, até que o estado do gás retorne ao da etapa 1, ou seja, volume V1 e pressão p1.

3.2.2. Ciclo-Padrão de Diesel

Os motores Diesel utilizam um ciclo termodinâmico para a conversão da energia química do combustível para energia mecânica. Esse ciclo consiste de quatro fases, descritas abaixo e representados no diagrama da Figura 3.5. Na figura, o ciclo Diesel segue o caminho 1-2-3-4-1. 1) issão: O pistão, inicialmente no ponto morto superior (PMS) desloca-se até o ponto morto inferior (PMI), permitindo a abertura da válvula de issão. Devido à diferença de pressão, o ar entra na câmara de combustão, ando pelo filtro de ar e pela tubulação de issão. Esta etapa equivale ao processo 1-2 do diagrama.

2) Compressão: Com as válvulas de issão e escape fechadas, o pistão sobe para diminuir o volume da câmara, comprimindo assim o ar dentro dela. Devido à compressão, a temperatura do ar também aumenta. No fim da compressão, o bico injetor pulveriza o combustível para a parte interna da câmara. Entrando em contato com o ar aquecido, o óleo diesel se inflama, dando início à combustão. Representado pelo processo 2-3 na figura.

3) Expansão: O pistão se desloca do PMS ao PMI, enquanto a expansão do ar ocorre dentro da câmara. É nesta etapa em que a energia mecânica é obtida. Devido à energia liberada pela combustão e pela expansão do ar, o pistão é forçado para baixo, girando o virabrequim através da biela. Isso é o que permite a rotação do motor. Este processo é representado pelo caminho 3-4 do diagrama.

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4) Exaustão: O pistão desloca-se novamente ao PMS, desta vez com a válvula de escape aberta. Com o movimento, os gases queimados são empurrados para fora da câmara. Indicado pelo processo 4-1 na figura.

Figura 3.5 - Diagrama P x v de ciclo Diesel [13]

3.3. PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO

A seguir, algumas das relações geométricas e parâmetros comumente utilizados para caracterizar o modo de operação do motor serão desenvolvidos [4].

3.3.1. Razão de Compressão

É o valor numérico da relação entre o volume da câmara de combustão completamente distendida e o volume da mesma completamente comprimida. É dada pela fórmula [4]: 𝑟𝑐 =

𝑣𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑚á𝑥𝑖𝑚𝑜 𝑑𝑜 𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜 𝑉𝑑 + 𝑉𝑐 = 𝑣𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑚í𝑛𝑖𝑚𝑜 𝑑𝑜 𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜 𝑉𝑐 11

Onde Vc é o volume geométrico da câmara, e Vd é o volume deslocado pelo movimento do pistão (entre o ponto morto superior e o ponto morto inferior).

3.3.2. Volume do Cilindro

O volume V do cilindro, em qualquer posição da manivela, pode ser descrito pela fórmula [4]: 𝜋𝐵2 𝑉 = 𝑉𝐶 + (𝑙 + 𝑎 − 𝑠) 4

Onde s é a distância entre o eixo da manivela e o eixo do pino do pistão. Seu valor também pode ser descrito como: 𝑠 = 𝑎 𝑐𝑜𝑠𝜃 + (𝑙2 − 𝑎2 𝑠𝑒𝑛2 𝜃)1/2 Com isso, a equação para o volume pode ser reescrita da seguinte forma:

𝑉 = 𝑉𝐶 +

𝜋𝐵2 �𝑙 + 𝑎 + 𝑎𝑐𝑜𝑠𝜃 − �𝑙2 − 𝑎2 𝑠𝑒𝑛2 𝜃� 4

A geometria do cilindro está representada no esquema da Figura 3.6. Nele, verificamos as representações do diâmetro do pistão (B), seu curso (L), comprimento da biela (l), raio da manivela (a) e ângulo da manivela (𝛳).

Figura 3.6 - Esquema da geometria do pistão, biela, manivela e cilindro [3]

12

3.3.3. Torque e Potência Efetiva

O torque de um motor normalmente é medido com um dinamômetro (Figura 3.7). Seu rotor é conectado ao volante do motor em uma bancada de testes. O torque é dado, portanto, pela fórmula [4]: 𝑇𝑟𝑞 = 𝐹 𝑥 𝑏 Onde F é a força e b é a distância entre o eixo do rotor do dinamômetro e a célula de carga. A potência, por sua vez, será: 𝑃 = 2𝜋𝑁𝑇 Onde N é a rotação do motor.

Figura 3.7 - Dinamômetro automotivo de bancada [19]

3.3.4. Pressão Média Efetiva (mep)

É importante definir um parâmetro de comparação, mensurável, entre dois motores distintos. O torque gerado é um parâmetro capaz de medir a capacidade de um motor em produzir trabalho, mas depende do tamanho físico do equipamento. Para medir de forma mais adequada o desempenho do motor, utilizamos a pressão média

13

efetiva (ou mean effective pressure, mep). Esse valor é obtido dividindo o trabalho gerado por ciclo pelo volume deslocado no cilindro [4].

𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑙ℎ𝑜 𝑝𝑜𝑟 𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜 =

𝑃. 𝑛𝑅 𝑁

Onde 𝑛𝑅 é o número de revoluções da manivela para cada estágio do ciclo que

gere potência. No caso de um ciclo de 4 tempos, 2 deles geram força, e os outros não. Com isso, o valor para a mep é:

𝑚𝑒𝑝 =

𝑃. 𝑛𝑅 𝑉𝑑 . 𝑁

Os modelos mais eficientes de motores tendem a possuir, independente do tamanho, um valor constante para a pressão média efetiva máxima. Logo, é um parâmetro bem estabelecido e serve para verificar se um projeto é viável e bem executado. O BMEP (brake mean effective pressure) é medido diretamente no eixo do motor, enquanto que o IMEP (indicated mean effective pressure) é calculado na câmara de combustão. A Tabela 3.1 traz alguns valores típicos para BMEP máximo de diferentes tipos de motores [4].

Tabela 3.1 - Valores típicos para a pressão média efetiva [4].

Tipo de motor

BMEP Máximo [kPa]

Otto - Aspiração normal

850 -1200

Otto com Turbocompressor

900-1400

Diesel 4 Tempos Aspiração Natural

700-900

Diesel 4 Tempos Turbocompressão

1000-1200

Diesel 4 Tempos com Turbocompressão e Afterblow

1400

Diesel 2 Tempos, Grande porte

1600

3.4. ATRASO DE IGNIÇÃO

Os motores Diesel apresentam um atraso de ignição, que é descrito pelo intervalo de tempo (medido em ângulos da manivela) entre o início da injeção e o início 14

da combustão. O primeiro é definido como o momento em que o bico injetor se abre e o combustível entra na câmara. O segundo já mais complicado de ser definido, e depende de diversos fatores. Sua detecção pode ser a mudança de inclinação do gráfico da taxa de liberação de calor, que ocorre justamente no momento da ignição. Em um motor de ignição por centelha, esse momento pode ser controlado pelo momento em que a vela do motor é acionada e a centelha é produzida. Para motores de ignição por compressão, como o motor diesel, diversos fatores (alguns químicos, outros físicos) interferem neste processo. As etapas físicas que devem acontecer para que haja a ignição são: a atomização do jato de combustível líquido, a vaporização das gotículas e a mistura do vapor de combustível ao ar. Os processos químicos são as reações de précombustão do combustível com o ar aquecido e pressurizado, para que a autoignição aconteça. O atraso de queima nos motores Diesel é um fenômeno natural. É preciso controlar esse atraso para que a queima ocorra no momento certo, para que a eficiência do motor seja a melhor possível. Um maior atraso de ignição resulta em maior liberação de energia da região pré-misturada, o que pode provocar danos ao motor. Alguns fatores afetam o atraso de ignição. Eles serão descritos a seguir.

3.4.1. Avanço de Injeção

O atraso é mínimo se o combustível for injetado entre 10° e 15° antes do PMS [4]. Ao afastar muito o valor dessa faixa, a pressão e temperatura não seriam adequadas. Se a injeção começar antes, temperatura e pressão iniciais do ar serão menores, e por isso o atraso aumenta. Se começar depois, esses parâmetros serão levemente maiores no inicio, mas depois diminuem com o atraso.

3.4.2. Quantidade de Combustível e Carga

A quantidade de combustível não interfere significativamente no atraso de ignição, já que as primeiras parcelas injetadas de combustível são as que de fato iniciam a queima. Logo, uma maior quantidade de combustível vai apenas contribuir para uma maior duração da combustão. No que diz respeito à carga, quanto maior a mesma, maior será a temperatura e, consequentemente, menor o atraso. 15

3.4.3. Temperatura e pressão do ar de issão

Um aumento da temperatura e da pressão do ar de issão facilita a ignição e contribuem para um menor atraso. A Figura 3.8 apresenta as diferenças observadas no atraso de ignição para diferentes condições de temperatura e pressão do ar de issão. Na figura 3.6(a), quanto maior o valor da pressão média efetiva, menor será o atraso de ignição. E, para uma pressão inicial de 103kPa, essa diferença é ainda mais acentuada. Na figura 3.6(b), o atraso é notavelmente menor para a temperatura de 66°C, se comparado com o delay para 25°C, analisando-se o mesmo valor do bmep [4].

Figura 3.8 - Efeito das propriedades do ar de issão, e combustível com cetano 50. (a) Motor com um aumento de 1 atm e temperatura de 25°C. (b) Motor naturalmente aspirado, com temperaturas de 25°C e 66°C, com número de cetano de 34 e 50 [4].

3.4.4. Rotação

Um aumento da rotação do motor acarreta numa discreta diminuição no atraso de ignição quando medido em milissegundos; quando medido em graus do virabrequim, esse atraso aumenta quase linearmente. Além disso, o aumento de rotação também acarreta um aumento na pressão de injeção, o que facilita a ignição.

16

3.4.5. Swirl

O swirl facilita e melhora a mistura do ar com o combustível injetado. Por isso, facilita também o inicio da queima e, portanto, diminui o atraso. Também afetam a transferência de calor nas paredes durante a compressão, e assim, a temperatura da injeção.

3.4.6. Concentração de O2 A concentração de O2 pode ser alterada se, por exemplo, houver no motor um sistema de recirculação de gás, que utiliza os gases de exaustão na issão para controle de emissões. Em testes realizados com diferentes valores para as concentrações de oxigênio, é possível observar que, com a diminuição de O2, há um aumento do atraso. A Figura 3.9 mostra o efeito da densidade de oxigênio no delay de queima. É possível constatar que uma maior quantidade de oxigênio resulta numa diminuição do atraso, e essa diferença é considerável mesmo se mantivermos constante a massa específica da mistura [4].

Figura 3.9 - Densidade relativa de oxigênio e a diferença nos atrasos de ignição para um motor com razão de compressão de 15 e operando a 1800 rpm [4].

17

3.4.7. Pulverização de Combustível

Os motores Diesel são normalmente classificados em duas categorias, que se diferem no design de suas câmaras de combustão. São os motores de injeção direta e os de injeção indireta. O primeiro possui uma única câmara de combustão, na qual o combustível é injetado; o segundo conta com uma câmara dividida em duas regiões e o combustível é injetado numa pré-câmara conectada à principal. No caso dos motores de maior porte, a injeção direta é mais utilizada. Durante esse processo, é importante que os jatos de óleo Diesel contem com momento e energia suficientes para que a distribuição da quantidade de combustível misturada ao ar seja adequada à queima. Para motores de menor porte, ou caso necessário, alguns artifícios podem ser utilizados para aumentar a movimentação do ar no interior do cilindro, para que a mistura fique mais homogênea. Entre eles, a injeção de ar para a formação de um turbilhamento, ou swirl, que pode ser controlada e ficar mais intensa à medida que o pistão se aproxima do ponto morto superior. A Figura 3.10 mostra diferentes tipos de pistão e injeções com swirl [4].

Figura 3.10 - Tipos de injeção direta para motores Diesel: (a) câmara mais compacta e um injetor com múltiplas saídas, típico de motores de maior porte; (b) câmara do pistão com swirl e mútiplas saídas do injetor; (c) câmara do pistão com swirl e única saída no injetor [4]

18

Além disso, uma boa atomização do combustível depende também de características como a pressão de injeção, o diâmetro do bico injetor, a viscosidade do óleo e a pressão do ar no interior do cilindro durante este processo. Para uma melhor vaporização das gotículas, interferem o tamanho das mesmas, sua distribuição e velocidade durante o jato, pressão e temperatura no interior do cilindro, e volatilidade do fluido. Alguns pistões são desenhados de forma que o espaço entre eles e o cabeçote contribua para a formação de pequenos “redemoinhos” e cause turbulência, o que resulta em uma mistura mais homogênea.

3.4.8. Cetano

A ignição por compressão depende também das propriedades do óleo combustível. O tempo de atraso dessa ignição deve ser adequado para garantir que o motor funcione de forma suave, com maior eficiência de conversão de energia do combustível, reduza vibrações, ruídos e emissão de fumaça. A propriedade que dita a qualidade da ignição do combustível é sua cetanagem, ou número de cetano. Este também é um parâmetro que influencia no atraso de queima do combustível, como pode ser observado na Figura 3.11. Nela, é possível constatar que quanto maior o valor da cetanagem, mais fácil o combustível será queimado e, portanto, menor será o atraso.

19

Figura 3.11 - Influência do número de cetano no atraso de ignição [4]

3.5. EMISSÕES

Os motores de combustão são potenciais poluentes atmosféricos devido a suas emissões formadas após a queima. Os combustíveis mais utilizados, como por exemplo a gasolina e o diesel, possuem enxofre em sua composição, e além disso, podem formar hidrocarbonetos e nitratos prejudiciais à saúde quando são queimados. O grande volume de veículos a gasolina e a diesel é responsável pelos altos índices poluentes nos grandes centros urbanos.

3.5.1. Monóxido de Carbono

O monóxido de carbono é um gás incolor, insípido e de alta toxicidade. Ele forma com a hemoglobina do sangue um composto mais estável do que a própria com o oxigênio, impedindo assim o transporte de O2 às células pelo sangue. Concentrações maiores do que 400ppm no ar são potencialmente mortais. É formado pela combustão incompleta do combustível, que ocorre mais comumente quando temos uma mistura rica em combustível e pobre em oxigênio durante a queima. A extinção das chamas próximo à parede mais fria da câmara e a dissociação de CO2 também são causas para a formação do CO. 20

As emissões de CO são controladas primariamente pela razão ar/combustível. Nos motores Otto, que trabalham com misturas estequiométricas, as emissões de CO são mais relevantes. Nos motores Diesel, por outro lado, o volume emitido possui um valor baixo o suficiente para não ser considerado uma preocupação constante, uma vez que o ciclo de ignição por compressão sempre opera com uma mistura relativamente pobre em combustível [4].

3.5.2. Material Particulado

A emissão de material particulado também é muito frequente em motores Diesel. A composição desse material depende das condições de exaustão do motor e do sistema de retenção de partículas, mas em média podemos considerar a presença de 70% em massa de carbono, 20% em oxigênio, 3% em enxofre, 1,5% em hidrogênio, menos que 1% em nitrogênio e aproximadamente, 1% em elementos traços [6]. Podem ser substâncias em estado sólido ou líquido, e são responsáveis pela densa fumaça que ocasionalmente pode ser vista na descarga de veículos a Diesel como ônibus ou caminhões. Este material é cancerígeno e um potencial contaminante mecânico aos pulmões. Também podem ser formados pela combustão incompleta ou por problemas na filtragem e coleta de partículas na descarga.

3.5.3. Hidrocarbonetos

Os hidrocarbonetos liberados na descarga do motor não foram queimados durante a combustão, e tornam-se um problema ao serem liberados à atmosfera. Vários hidrocarbonetos estão relacionados com o fenômeno smog, além de causarem irritações nos olhos e nas mucosas, possuem um cheiro desagradável e podem até ser cancerígenos. A principal causa da queima incompleta desses hidrocarbonetos é a folga entre os pistões e o cilindro. Ao entrarem nessas folgas antes de queimarem, os gases não são alcançados pela chama devido ao espaço muito pequeno, e são liberados após o fim da combustão. Além disso, depósitos na parede do cilindro e o óleo lubrificante do motor também podem absorver esses gases, liberando-os após a combustão [4].

21

3.5.4. Óxidos de Nitrogênio

Os óxidos de nitrogênio (óxido nítrico e dióxido de nitrogênio) são agrupados como emissões de NOx, apesar de a maior parte ser de óxido nítrico (NO). A principal causa de formação do óxido nítrico é a oxidação do nitrogênio do ar atmosférico que entra no cilindro através da mistura ar-combustível. Consequentemente, é possível perceber que, quanto maior a concentração de O2 na câmara de combustão (misturas pobres), mais fácil será a formação do óxido nítrico. Adicionalmente, caso o combustível utilizado na queima contenha em sua composição uma grande quantidade de N, pode também se tornar uma fonte de NO. Os fatores que influenciam nessa oxidação são a razão ar-combustível, a quantidade fracional de gases residuais do último ciclo presentes no cilindro durante o novo processo, mas principalmente as altas temperaturas na câmara de combustão. No motor Diesel, diminuir o avanço de injeção de combustível resulta, no fim das contas, numa menor emissão de NO. A qualidade do combustível utilizado também influencia esse volume.

3.5.5. Enxofre

Por fim, os compostos de enxofre, com destaque para o dióxido de enxofre (SO2). É um gás denso, tóxico, não inflamável com um odor sufocante. O SO2, associado à água na atmosfera, forma o ácido sulfuroso, sendo portanto um dos agentes causadores da chuva ácida. Além disso, quando presente em grandes quantidades na atmosfera, já causa danos aos pulmões, além de comprometer a vida da vegetação local. A principal fonte de emissão desse gás é a combustão de matérias que tenham enxofre em sua composição. É por isso que, ao longo do tempo, diversas normas e regulamentações foram adotadas visando banir a comercialização de óleos Diesel com altas concentrações de enxofre em sua composição, como o caso do S-1800 (1800 ppm de enxofre). A partir de dezembro de 2013, esse óleo deixou de ser vendido no interior do Brasil, sendo substituído pelo S-500, com uma quantidade menor do composto. Para os grandes centros urbanos, em que a concentração de veículos é maior, o óleo utilizado é o S-10, com teores ainda mais baixos [21].

22

4. SOFTWARE DIESEL RK

4.1. HISTÓRICO

O software Diesel RK começou a ser desenvolvido entre os anos de 1981 e 1982, no departamento de Motores de Combustão Interna da Bauman Moscow State Technical University. É uma ferramenta que visa a otimização do desempenho de motores e, apesar de ser um software criado em uma universidade, teve diversas opções e procedimentos computacionais introduzidos de forma a atender a demanda industrial. Afinal, foi criado com o propósito de ser uma ferramenta para desenvolvedores e pesquisadores na área de motores de combustão interna, e por isso a forma de introduzir dados, assim como as informações fornecidas por ele, são organizadas de uma forma a atender uma demanda de fabricantes de motores. O programa trabalha de duas formas distintas quanto ao processamento de dados. O primeiro utiliza o servidor remoto dos desenvolvedores para execução do programa. Esse método é gratuito, pois o do cliente do software não exige nenhum tipo de pagamento, e é visado única e exclusivamente para estudo e desenvolvimento em universidades mundo afora, para graduação, pós-graduação e pesquisa. Por utilizar um servidor remoto, é necessário conexão à internet durante a simulação, além de ter um número limite de simulações simultâneas, para não sobrecarregar o sistema. Mas não é um fator que limite a utilização do software de forma alguma, visto que é difícil encontrar o servidor lotado durante o experimento. A segunda opção é pagar uma licença ao desenvolvedor, que envia um códigochave a ser utilizado na autenticação do programa. Com isso, as simulações am a ser feitas em um servidor local pelo próprio usuário. Isso pode significar maior estabilidade, independência de uma conexão com a internet, além de garantir que nenhum de seus dados será ado por terceiros. Essa opção é direcionada a empresas e laboratórios de pesquisa e desenvolvimento privados, que buscam com a simulação algum tipo de ganho financeiro. A proposta do software é apresentar resultados com alto nível de precisão, e por isso são priorizados métodos laboratoriais, utilizados com frequência, para cada tipo de simulação. Apesar disso, as diferentes equações utilizadas são empíricas, pois é possível configurar suas constantes e parâmetros. O programa fornece valores recomendados 23

como padrão, para dar ao usuário um ponto de partida. Mas essa customização pode ser útil para melhorar a precisão da simulação, uma vez que, comparando os resultados experimentais com as simulações realizadas, pode-se calibrar o valor dessas constantes, para uma maior acurácia. Os parâmetros do gás nos cilindros e manifolds do motor são definidos pela solução de um sistema de equações diferenciais de conservação de energia, quantidade de movimento, massa e equações de estado para sistemas termodinâmicos abertos. As mudanças de propriedades do gás dependendo de sua composição e temperatura também são levadas em conta. Utilizar um método de equações diferenciais em detrimento das convencionais pode proporcionar um aumento de precisão dos resultados de até 20% [15].

4.2. MODELO DE WIEBE

Os cálculos da combustão, incluindo motores com câmaras de pré-combustão, são feitos através de modelagens por zonas múltiplas, ou multizonas. Este tipo de modelagem, em motores Diesel, consiste na divisão do jato de combustível (pulverizado pelo bico injetor) em múltiplos volumes discretos, chamados ‘zonas’. O modelo segue cada zona, permitindo uma análise da câmara enquanto o próprio combustível se propaga por ela desde sua injeção, até durante e após a queima. Essa modelagem é muito utilizada principalmente para a detecção e previsão de emissões. Já para a quantidade de calor emitida durante a queima, o software utiliza o modelo de Wiebe, que é o mais utilizado na literatura. Esse modelo, criado em 1962 e posteriormente modificado por Watson (em 1980), é mais apropriado para a simulação, pois não tem como foco um processo de combustão que dependa de diversas reações químicas ocorrendo simultaneamente. Em vez disso, modela a combustão do motor em duas fases distintas: a primeira, uma queima rápida da mistura ar-combustível recém injetada no cilindro; e a segunda, uma queima mais lenta e gradual do restante da mistura presente e ainda não queimada. A função simples de Wiebe é comandada pela seguinte fórmula [11]:

𝜃 − 𝜃𝑖 𝑚+1 𝑥 (𝜃) = 1 − exp �−𝑎 � � � ∆𝜃 24

O parâmetro m da equação acima influencia na evolução da combustão, ou seja, como a queima se comporta durante a propagação da frente de chama, representando assim o fator de forma da câmara de combustão. O fator a, por outro lado, controla a duração de tempo da combustão. A função simples de Wiebe, entretanto, não é a mais adequada para o caso descrito, uma vez que não retrata de forma satisfatória os dois picos de liberação de calor, observados em um motor de ignição por compressão. Seguindo as modificações propostas por Watson, adotamos para a modelagem a função dupla de Wiebe, formulada abaixo [10]:

Onde:

𝑥 (𝜃) = 1 − �𝑥𝑝 ∙ 𝑒

𝜃−𝜃𝑖 𝑚𝑝 +1 −𝑎� � ∆𝜃𝑝

+ 𝑥𝑑 ∙

𝜃−𝜃𝑖 𝑚𝑑 +1 −𝑎� � ∆𝜃𝑑 𝑒 �

xp : fração de combustível queimado na fase da combustão pré-misturada (queima inicial, mais rápida); xd : fração de combustível queimado na fase da combustão difusiva (combustão gradual). ∆θp : duração da combustão pré-misturada; ∆θd : duração da combustão difusiva; mp : fator de forma da câmara para a fase da combustão pré-misturada; e md : fator de forma da câmara para a fase da combustão difusiva. 4.3. MODELO RK

A formação da mistura nos motores Diesel é simulada utilizando o Modelo RK. É um método de modelagem desenvolvido entre os anos de 1990 e 1994, sendo posteriormente modificado e complementado pelo Dr. Andrey Kuleshov, um dos desenvolvedores do software. O modelo leva em conta [15]: • • • • •

Forma do perfil da injeção, incluindo injeção dividida; Tamanho das gotículas (ou seja, a eficiência da pulverização); Direção do spray na câmara de combustão; Dinâmica da evolução do spray de combustível; Dinâmica do swirl; 25

•

Interações entre o combustível pulverizado, o ar da câmara e as paredes da mesma. Nessa modelagem, assume-se que o processo de liberação de calor ocorre em

quatro fases, diferentes entre si física e quimicamente. A primeira, a fase de indução, envolve o início da ativação da mistura, para que haja a queima. A fase da combustão pré-misturada é a etapa inicial da combustão, e a fase de mistura controlada a segue, enquanto o combustível ainda está sendo pulverizado e a frente de chama vai avançando. Por fim, a fase tardia de combustão em que o óleo já não está mais sendo injetado, e há a queima do combustível remanescente na câmara. A análise da presença de óleo Diesel dentro da câmara é feita de forma detalhada. A modelagem inclui distribuições específicas, de acordo com o diagrama da Figura 4.1.

Figura 4.1 - Diagrama do spray de combustível vindo do bico injetor [15]

Nesta figura, é utilizada a seguinte notação:

1. 2. 3. 4.

Região externa diluída do spray; Núcleo denso axial do spray; Frente do spray, mais disperso e com grande quantidade de óleo; Ao encontrar a parede (near wall flow, ou NWF) forma-se uma região externa mais diluída; 5. Núcleo mais denso, na superfície do pistão; 6. Região frontal do NWF; 7. Região cônica do NWF, mais diluída que o núcleo da região 5.

26

A trajetória do combustível pulverizado depende, entre outros fatores, do swirl,causado pela turbulência criada na parte superior do cilindro durante a entrada do ar, facilitando a mistura com o combustível quando este for injetado. A Figura 4.2 mostra a representação gráfica utilizada pelo Diesel RK, mostrando o avanço do spray de combustível na câmara. O jato encontra a parede do pistão e forma acúmulos de óleo naquelas regiões.

Figura 4.2 - Progresso do spray de combustível, à medida em que o pistão sobe [15]

4.4.VAPORIZAÇÃO DO COMBUSTÍVEL

Durante a injeção do combustível, a evolução da combustão é limitada principalmente pela taxa de vaporização do óleo. Quando o jato vindo do bico é lançado no cilindro e se propaga livremente, a região externa (região 1) e a frente do spray (região 3) , mais diluídas, tendem a apresentar uma maior troca de calor e mais facilidade de vaporização das gotículas. Em contrapartida, o núcleo axial (região 2), mais denso, absorve menos calor e portanto, tem maior dificuldade de se vaporizar. Após o choque com a parede do cilindro, a vaporização da frente do spray diminui consideravelmente. Isso ocorre pois a temperatura nas paredes é muito mais baixa que a do gás, e pelo fato de que as gotículas (já mais frias) vão se acumulando nessas superfícies, e se unindo a outras vindas do próprio spray. A taxa em que o combustível se vaporiza é sempre maior no volume da câmara. Ao se acumular nas paredes, o óleo pode penetrar no espaço entre a cabeça do pistão e o cabeçote do cilindro. Para tentar mensurar toda esta dinâmica, pode-se considerar que a taxa de vaporização em cada zona de troca intensa de calor é igual à soma das taxas para cada gotícula separadamente. Essas taxas dependem diretamente do diâmetro médio das gotículas, calculado pelo diâmetro médio de Sauter (SMD, 𝑑𝑣/𝑠 ). Em dinâmica dos

27

fluidos, o SMD é o tamanho médio de uma partícula, aproximado pelo diâmetro de uma esfera que tem a mesma razão volume/superfície de área do que a partícula de interesse. Normalmente definida em termos do diâmetro de superfície ds :

𝐴𝑝 𝜋

𝑑𝑠 = �

E do volume do diâmetro volumétrico médio, dado pela raiz cúbica da soma dos diâmetros de n gotículas presentes em uma amostra, dividido pelo número n:

3

∑𝑛𝑖=1 𝑑𝑖 3 𝑛

𝑑𝑣 = �

O diâmetro de Sauter, por sua vez, é dado pela fórmula [6]:

𝑆𝐷 =

O SMD será, portanto:

Onde:

𝑑𝑣/𝑠 =

𝑑𝑣 3 𝑑𝑠 2

∑𝑛𝑖=1 𝑑𝑖3 ∑𝑛𝑖=1 𝑑𝑖2

dv/s – diâmetro volume/superfície, µm di – diâmetro de cada gota, µm

Alguns fatores físicos em cada zona também influenciam na estimativa da taxa de vaporização. Entre outros, podemos citar a massa específica do combustível líquido, pressão dos vapores saturados, temperaturas das paredes do cilindro e fator de difusão para o combustível vaporizado. Depois do fim do período de indução, a mistura é ativada e a combustão se inicia. Nesse momento, temos um primeiro pico na curva de liberação de calor, e o valor dessa quantidade de energia depende do tempo da evaporação, quantidade de combustível vaporizado no período de indução, qualidade de atomização e distribuição 28

do óleo, características físico-químicas e dinâmicas da mistura ar-combustível, entre outros. Após este primeiro pico, a taxa de liberação de calor varia com a quantidade de óleo não queimado na câmara, além do oxigênio que ainda não tenha sido utilizado durante a explosão. No fim desse processo, há uma fase de combustão tardia, em que a taxa de liberação de calor decresce continuamente. As frentes de chama avançam até as paredes do cilindro, que estão a temperaturas mais baixas. Caso haja uma quantidade grande de combustível acumulada nessas paredes, observamos mais alguns picos e acréscimos no gráfico de calor, antes de o mesmo voltar a zero.

4.5. CORRELAÇÃO DE WOSCHNI

O processo de combustão no interior do cilindro do motor é muito complexo, repleto de mudanças termodinâmicas ao longo de seu acontecimento. As principais mudanças nesse comportamento ocorrem, naturalmente, durante a combustão e a abertura das válvulas de issão e exaustão. Durante essas mudanças, o coeficiente de troca de calor entre o gás e as paredes do cilindro pode se alterar, dependendo muitas vezes da pressão no interior do cilindro e a velocidade do gás, entre outros fatores. Woschni propôs a correlação de forma [12]:

𝑁𝑢 = 0.035 𝑅𝑒 𝑚 O modelo de Woschni se diferencia do modelo adotado por Annand, que assumia um perfil de velocidades do gás constante e proporcional à velocidade média de deslocamento do pistão. Durante a issão, compressão e exaustão, Woschni adotava essa mesma premissa. Porém, durante a combustão, entrava neste cálculo a diferença de velocidade induzida pela mudança de massa específica do gás, resultante da combustão. �) é Durante a issão, compressão e exaustão a velocidade média do gás (𝑈

���𝑏 . proporcional a 𝑆

Para a issão e escape:

���𝑏 � = 6.18𝑆 𝑈 29

Para a compressão:

���𝑏 � = 2.28𝑆 𝑈

Durante a combustão e escape, a velocidade do gás (U) introduzida pela combustão é dada pela equação:

Onde:

���𝑏 + 0.00324𝑇𝑜 𝑈 = 2.28𝑆

𝑉𝑜 , 𝑃𝑜 , 𝑇𝑜 – valores de entrada do cilindro

𝑉 ∆𝑃𝑐 𝑉𝑜 𝑃𝑜

𝑉 – volume instantâneo do cilindro

∆𝑃𝑐 – aumento instantâneo de pressão devido à combustão isentrópica 4.6. CÁLCULO DE EMISSÃO DE NO

O cálculo das emissões de óxidos de nitrogênio são feitos de duas formas distintas no Diesel RK. A primeira é a utilização do mecanismo Zeldovich, e pelo processo denominado Detail Kinetic Mechanism (DKM), mais utilizado em casos mais detalhados, como motores com recirculação de gases de exaustão, múltiplas injeções, entre outros fatores. A descrição da formação de NOx é normalmente realizada com o auxílio de quatro principais mecanismos distintos. São eles: o NO formado pelo processo térmico, o prompt do NO, o NO formado a partir da formação de N2O e a parcela de NO formada pela decomposição dos compostos orgânicos de nitrogênio. O NOx térmico é formado a altas temperaturas, a partir da oxidação do nitrogênio no ar. É a principal fonte de NO para altas temperaturas, e contribui para cerca de 95% da formação do composto nesses casos [3]. Em motores de combustão interna, em que as temperaturas típicas ao longo do processo chegam a mais de 1500K, este é o mecanismo mais importante a ser utilizado. O mecanismo proposto por Zeldovich trabalha com um conjunto de três reações químicas [3]: 𝑂 + 𝑁2 → 𝑁𝑂 + 𝑁 𝑂2 + 𝑁 → 𝑁𝑂 + 𝑂

𝑂𝐻 + 𝑁 → 𝑁𝑂 + 𝐻 30

Alguns aspectos devem ser observados nessa avaliação, quando se trata de um motor de combustão interna. As reações de formação do NO não alcançam o equilíbrio químico e, como a temperatura cai durante o curso da expansão, os níveis de formação permanecem constantes. Em motores, é importante notar que essa formação é sensível à temperatura. Acima de 2000K, temos um aumento significativo na concentração de NO. Uma redução do tempo de permanência dos gases de exaustão dentro do cilindro também resulta numa diminuição da quantidade de NO formada. Segundo Zeldovich, a taxa de formação de NO é menor que a taxa das reações de combustão e, por isso, a maior fração de NO era formada após a combustão completa. Com isso, seria possível desacoplar a formação de NO térmico do processo de combustão. A expressão que calcula a taxa de formação do NO térmico, segundo o mecanismo prolongado de Zeldovich, é:

𝜔 𝑇 = 6,6𝑥1015 ∙ 𝑇𝑒𝑞 −1/2 ∙ exp �−

1 69090 � ∙ [𝑂2 ]𝑒𝑞 2 ∙ [𝑁2 ]𝑒𝑞 𝑇

Onde: T – temperatura, em kelvin; [𝑂2 ]𝑒𝑞 – concentração de O2, nas condições de equilíbrio;

[𝑁2 ]𝑒𝑞 - concentração de N2, nas condições de equilíbrio.

31

5. CONFIGURANDO O SOFTWARE

O programa disponibiliza um assistente de criação para um projeto inicial (representado na Figura 5.1). Esse assistente permite realizar uma análise preliminar do motor simulado, mas o programa deixa claro que, para uma simulação mais completa e precisa, permitirá a configuração e customização de diferentes parâmetros após a criação do arquivo-base. Os parâmetros inicialmente adicionados ao banco de dados do motor simulado são os mais básicos, para que o programa apenas comece a modelar o tipo de ignição e as curvas de pressão. O usuário escolhe se o ciclo conta com 2 ou 4 ciclos, o tipo de combustível (diesel, gasolina, ou gás natural) design e número de cilindros, além do tipo de refrigeração (por ar ou outro fluido). Depois, pede-se que o usuário forneça as dimensões básicas do cilindro (curso do pistão, diâmetro do mesmo, rotação em rpm), além da razão de compressão. Por fim, a pressão e temperatura ambientes são fornecidas, além de se especificar a presença ou não de um sistema de turbocompressor e intercooler.

Figura 5.1 - Assistente de criação de uma nova simulação

32

Com um arquivo criado, o programa abre sua janela principal, e permite uma gama muito maior de configurações nos diferentes parâmetros do motor, desde o tipo de combustível (disponíveis em um banco de dados do programa ou especificados pelo usuário) até constantes empíricas de diferentes fórmulas utilizadas na modelagem. Uma simulação foi feita durante o projeto utilizando apenas os dados fornecidos no assistente de criação. Apenas para fins de comparação, e para conferir se o programa rodaria sem problemas. Foi utilizada como base a curva de pressão obtida no projeto de graduação do aluno Filipe Waldheim (2010), que realizou simulações do motor MAN em outro software, o AVL Boost. Essa curva de pressão está representada na Figura 5.2.

Figura 5.2 - Curva de Pressão utilizada no projeto de graduação do aluno Filipe Waldheim (2010)

Para esta análise inicial, os dados fornecidos ao programa estão listados abaixo, na Tabela 5-1. As demais informações utilizadas pelo programa não foram alteradas, sendo aceitos como verdadeiros os valores padrões atrelados ao software. 33

Tabela 5-1 - Dados utilizados no input inicial do Diesel RK

Diâmetro dos Cilindros (D)

160 mm

Curso do Pistão (L)

240mm

Regime

Estacionário

Razão de compressão (rc)

15,2:1

Rotação

1200 rpm

Ao executar a simulação, o software Diesel RK apresenta três opções para o usuário: “ICE Simulation”, “Scanning” e “Optimizing” (Figura 5.3).

Figura 5.3 - Menu Run do Diesel RK

O modo “ICE Simulation” (Simulação de Motor de Combustão Interna) consiste na análise termodinâmica do funcionamento do motor. Ele retorna as curvas de pressão do cilindro, análise de emissões e formação de particulado, temperaturas na parede do cilindro, entre outras informações que permitem avaliar o desempenho do motor durante sua operação. É possível observar na Figura 5.3 que podemos selecionar também modos de operação distintos, o que possibilita a simulação do motor em diversas cargas, bastando apenas configurar a quantidade de combustível a ser injetada no cilindro. A simulação inicial foi feita com 100% de carga. 34

O modo “Scanning” permite escolher um (1D Scanning) ou dois (2D Scanning) parâmetros e, respeitando os limites e intervalos especificados pelo usuário , o programa altera os valores para esses dados e identifica as dependências das demais informações do motor como funções desse(s) parâmetro(s). É preciso estar atento aos limites dados a esses argumentos, pois uma faixa de valores muito restrita pode causar uma baixa precisão nas interpolações próximas às bordas desse intervalo, e uma faixa muito abrangente acaba resultando em perda de eficiência do modelo matemático utilizado. O programa recomenda escolher fazer um scan com 7 a 10 valores, que não estejam muito distantes entre si. O modo “Optimizing” utiliza uma função como um “objetivo” a ser alcançado. Nessa função podem ser incluídos parâmetros de eficiência ou seus processos separados, tornando-a uma função de múltiplas variáveis. Isso serve de base para que o programa procure a combinação de parâmetros de design do motor mais adequados. Logicamente, quanto maiores as restrições definidas, mais “cara” será a modelagem, ou seja, mais complexos serão os cálculos e de mais memória computacional despenderá o processo. O software disponibiliza alguns algoritmos para resolução destes problemas, como os métodos de Rosenbrok e de Monte-Carlo, mas que não são o foco do projeto em questão. Como o objetivo principal deste trabalho é validar a modelagem utilizada pelo Diesel RK para fazer previsões do motor MAN Innovator, devemos utilizar a função ICE Simulation e comparar as condições de operação obtidas com um experimento real do equipamento. As funções Scanning e Optimizing são mais utilizáveis num âmbito diferente, que envolva o possível projeto de um novo motor a ser construído, levando em conta algumas limitações ou faixas de valores desejadas pelo projetista. Por exemplo, ao projetar uma câmara de combustão, deseja-se que a mesma só esteja sujeita a um valor máximo de temperatura das paredes, fornecendo uma curva de pressão com um valor mínimo para o pico. Logo, este será o parâmetro especificado na funçãoobjetivo, e todos os outros valores serão calculados de forma a atender esta demanda. Estas duas funções serão deixadas de fora do escopo do projeto.

35

Figura 5.4 - Gráfico de pressão da simulação inicial

Utilizando os dados apresentados na Tabela 5-1¸ a curva de pressão obtida (Figura 5.4) foi comparada à curva obtida no trabalho do aluno Filipe Waldheim (Figura 5.2). Nota-se que o pico de pressão observado na simulação possui uma grande disparidade se comparado ao valor de referência, que se aproxima de 180 bar. O máximo valor de pressão observada no cilindro durante a simulação foi de 78.54 bar, quando o pistão se localiza no ponto morto superior. Essa diferença se deve ao fato de todos os outros parâmetros do motor não terem sido ainda informados ao software. A curva apresentada na Figura 5.5 retrata um gráfico de pressão interna do cilindro incorreta, pois o timing entre as válvulas no PMS está incorreto, e a pressão próxima ao PMI é muito alta.

36

Figura 5.5 - Exemplo de curva de pressão incorreta, com provável erro na configuração da abertura das válvulas [15]

A partir deste ponto, o usuário tem o ao menu principal do programa, e pode configurá-lo de forma muito mais precisa, moldando assim a simulação da melhor forma possível. O programa recomenda que o arquivo seja salvo em uma pasta separada de outros arquivos semelhantes, para que ele possa organizar e expor as diferentes simulações em sua própria interface. A janela do Diesel RK, mostrando o menu principal e as simulações atreladas àquele arquivo, está representada na Figura 5.6.

Figura 5.6 - Menu principal do programa

Na aba “Engine Parameters”, encontramos diversos menus que se abrem em janelas separadas, separados categoricamente, e reúnem todos os parâmetros a serem 37

configurados. Os menus “Engine Desing” e “General Parameters” trazem uma parte das opções pré-configuradas anteriormente, durante a criação do arquivo. Além disso, permite indicar os materiais do pistão e do cabeçote, definir constantes para o cálculo de atrito, entre outros. A aba “Fuel Injection System, Combustion Chamber” pede as configurações para o Modelo RK, para o design e perfil da injeção, e para as unidades de representação das emissões de NOx e particulado. A Figura 5.7 mostra o menu “Injection Profile”, no qual podemos, para cada modo de operação, definir a duração de injeção e a massa de combustível injetada no ciclo. Ela traz também um gráfico manipulável que define a velocidade da injeção por ângulo da manivela após o inicio da mesma.

Figura 5.7 - Menu "Injection Profile"

38

A opção “Gas Exchange” reúne todos os dados referentes ao sistema de injeção de ar e da exaustão dos gases após a queima. Nessa aba, podemos configurar o tempo de abertura de cada válvula, definir o número de válvulas para cada cilindro e as dimensões dos manifolds de injeção e exaustão. A aba que indica o timing de abertura das válvulas de exaustão está representada abaixo pela Figura 5.8.

Figura 5.8 - Menu Gas Exchange

O Diesel RK também é capaz de simular motores que apresentem um sistema de recirculação de gás (EGR System), e há um menu para essa configuração. Mas, como o motor Innovator 4C não conta com esta característica, essa aba pode ser desativada e não será detalhada neste projeto. Também disponibiliza um “ajudante de criação” para o sistema de turbocompressor e intercooler, com diversas configurações disponíveis, como mostra a Figura 5.9.

39

Figura 5.9 - Wizard de configuração para o turbocompressor

O menu “Fuel” apresenta os diferentes tipos de combustível disponibilizados pelo programa. Além do óleo diesel n° 2, apresenta também o diesel EN 590, que possui as propriedades físicas necessárias a um óleo diesel automotivo para que possa ser comercializado na União Européia. Esse tipo de combustível foi adaptado para que apresentasse uma quantidade muito reduzida de enxofre em sua composição, e a norma DIN EN 590 especifica os valores permitidos para diversos parâmetros, além do método laboratorial utilizado para medir cada um deles. Esse documento é disponibilizado pelo grupo alemão Diersch & Schröder e está descrito no Anexo VII. Também possui configurações pré-programadas para diferentes tipos de biocombustível, gasolina e gás metano. A Figura 5.10 apresenta a aba descrita.

40

Figura 5.10 - Menu Fuel do software

Do lado esquerdo da Figura 5.10, o combustível configurado para este projeto é denominado como “MDO BR0106”. Para seus parâmetros, foi utilizado como base o óleo Diesel n°2, sendo alterados os valores do poder calorífico inferior e da porcentagem da fração de enxofre no combustível. O valor utilizado para o poder calorífico inferior foi retirado do próprio manual do motor fornecido pelo fabricante, e a porcentagem da fração de enxofre foi estipulada como 1% [21]. Por fim, o menu “Operating Mode” permite configurar parâmetros específicos para cada modo de operação do motor. Até agora, todas as definições, exceto o perfil de injeção, são gerais e utilizadas para qualquer modo. É no “Operating Mode” que é possível distinguir as simulações para 100%, 75%, 50% e 25% de carga. Além disso, também é possível definir a eficiência da turbina, a razão de compressão e eficiência do compressor, e o timing de injeção e ignição. No “Operating Mode”, também é possível definir o processo de simulação no interior do cilindro. O usuário pode escolher entre fornecer a razão ar-combustível 41

equivalente no interior da câmara de combustão ou especificar a massa do óleo que é injetada no cilindro a cada ciclo (designada como “Cycle Fuel Mass”). Esta opção pode ser observada na Figura 5.11.

Figura 5.11 - Escolha do processo de simulação: razão ar-combustível ou massa de combustível injetada

Ao selecionar a opção “Specify Cycle Fuel Mass”, o programa disponibiliza um botão denominado “CFM Calc”. Essa nova opção permite ao usuário informar a vazão mássica de combustível consumida pelo motor, em unidades distintas (kg/s, kg/h ou m³/h). Por fim, o software gera um valor para a quantidade de combustível injetada no motor para cada ciclo, utilizando as outras informações previamente configuradas, como ilustrado na Figura 5.12. Essa função leva em conta o número de cilindros, rotação do motor, e se o motor é dois ou quatro tempos, obtidos nos dados do projeto e no Operating Mode. As unidades de kg/h e kg/s são utilizadas para motores de combustível líquido; e a de m³/h é usualmente utilizada para motores a gás. Nesse caso, a massa específica do gás é determinada como uma função da pressão, temperatura e massa molar do combustível [14].

42

Figura 5.12 - Calculadora do software Diesel RK para a opção "Cycle Fuel Mass"

Utilizando a opção “Specify A/F equivalence Ratio in Cylinder”, o usuário simplesmente informa a razão ar-combustível equivalente para o combustível utilizado na simulação. A opção “Cycle Fuel Mass” parece mais adequada quando não está disponível a razão equivalente para determinada situação, pois a partir do valor calculado pelo programa, a simulação estipula um valor para a razão equivalente e a disponibiliza em seus resultados. Depois de toda a configuração feita, o programa está pronto para realizar a simulação. Os arquivos da simulação são automaticamente salvos na mesma pasta em que o arquivo-base do Diesel RK se encontra. Com isso, a visualização de diferentes resultados fica mais fácil, já que todos são expostos no próprio programa e listados de acordo com um título dado pelo usuário, modo de operação, data e hora, e o nome do arquivo-base. Algumas simulações acarretam em erros do programa, e isso pode ocorrer por diversos motivos. Na Figura 5.13, é possível observar que os testes que deram errado também são armazenados, mas obviamente nenhum dado é obtido deles.

43

Figura 5.13 - Menu principal com diferentes simulações armazenadas. Em destaque, uma simulação concluída com sucesso e outra interrompida por um erro

Enquanto a simulação é executada, um log é exibido ao usuário rapidamente, mostrando alguns dados utilizados pelo programa nesse processo. Ele está representado na Figura 5.14. Depois do fim da mesma, o programa a o servidor remoto para enviar esses dados e receber os resultados. Se a conexão com a internet estiver instável, é possível que haja um erro durante a aquisição desses dados. O software tenta repetir esta etapa por três vezes, e caso não haja sucesso, é preciso realizar uma nova simulação.

44

Figura 5.14 - Log de uma simulação para carga de 75%

45

6. SIMULAÇÃO DO MOTOR MAN INNOVATOR 4C E RESULTADOS

O motor a ser simulado com o software Diesel RK é o motor MAN Innovator 4C, localizado no Bunker I, banco de testes para ensaios de óleos combustíveis pesados e lubrificantes do Laboratório de Máquinas Térmicas (LMT) da Universidade Federal do Rio de Janeiro, na Ilha do Fundão. Este laboratório visa, em parceria com a Petrobras, promover o desenvolvimento e adequação dos lubrificantes e combustíveis produzidos no Brasil aos padrões internacionais mais altos, objetivando a diminuição de poluentes, aumento de desempenho e rendimento. O motor Innovator - 4C, único no hemisfério sul, é um banco de testes que opera com diversos tipos de óleos combustíveis, desde o óleo diesel tradicional, até óleos mais pesados, utilizados na indústria naval. Para estes, é interessante um aquecimento prévio para reduzir sua viscosidade. O motor conta com um sistema de turbocompressão, que utiliza a energia dos gases de exaustão para girar uma turbina conectada a um compressor que, por sua vez, tem a função de comprimir o ar atmosférico e injetá-lo nos cilindros. Com o aumento da massa específica causado por essa compressão, é possível injetar uma maior quantidade de combustível nos cilindros, resultando assim numa maior quantidade de trabalho produzida em cada ciclo. Também está presente um sistema de intercooler, um componente cada vez mais utilizado em um sistema de motor turbo. O intercooler é um trocador de calor localizado entre o turbocompressor e o coletor de issão, e sua função é a de retirar calor do ar que é comprimido pelo turbocompressor, já que sua temperatura aumenta consideravelmente nesse processo. Essa redução de temperatura permite que o ar injetado tenha uma maior massa específica, e por isso é possível injetar uma maior massa de ar no cilindro. A redução das temperaturas resulta também numa menor carga térmica do motor, fazendo com que ele trabalhe a temperaturas menores, preservando assim sua integridade e aumentando sua vida útil. Para uma simulação eficaz, o programa pede do usuário uma série de dados de input do motor para iniciar a simulação. A grande maioria desses dados foi obtida nos manuais de operação e instruções do motor, encontrados no próprio LMT. Pelo fato de o laboratório não contar com um manual de montagem, que é mais utilizado pela própria 46

MAN para manutenção em suas oficinas, alguns dados dimensionais não foram inicialmente encontrados. Mas, para esses casos, arquivos fornecidos pelo fabricante foram suficientes para a obtenção dos mesmos. O único parâmetro que não pôde ser medido ou encontrado foi a duração de injeção para cada carga. Mas, utilizando as curvas de pressão experimentais, foi possível ajustar este valor de forma a adequá-lo aos valores reais. A relação com todos os parâmetros utilizados na simulação podem ser encontrados no Anexo V. Na Tabela 6-1, são apresentados os dados técnicos gerais do motor.

Tabela 6-1 - Dados gerais do motor

Cilindros

5

Diâmetro dos Cilindros (D)

160 mm

Curso do Pistão (L)

240mm

Potência

500kW

Comprimento da Biela (l)

480 mm

Regime

Estacionário

Razão de compressão (rc) Rotação

15,2:1 1200 rpm

Válvulas por cilindro

4

Diâmetro das válvulas de issão

57 mm

Diâmetro das válvulas de exaustão

54 mm

É possível também configurar o combustível a ser utilizado pelo programa. Há uma biblioteca já disponibilizada pelo Diesel RK, que conta com o óleo diesel tradicional, gasolina, entre outros exemplos. Na simulação, o combustível configurado atende às especificações do Diesel Marítimo MDO BR0106, produzido pela Petrobras. Ao longo do projeto, diversas simulações foram feitas, sendo utilizadas várias combinações de parâmetros distintos, de forma a adequar os resultados aos obtidos nos experimentos realizados no motor de teste. Serão apresentados os melhores resultados obtidos, para uma comparação com os valores reais.

47

6.1. CURVA DE PRESSÃO

Inicialmente, foram realizados testes para o motor funcionando em 100% de carga. O primeiro o foi fazer com que a curva de pressão obtida coincidisse com a apresentada pelo experimento. O programa Diesel RK permite a visualização e comparação de gráficos de múltiplos parâmetros na forma de diagramas, e também disponibiliza a opção de exportar os dados do gráfico para um software externo. No caso, os gráficos foram exportados para o Excel, para que a comparação com os dados fornecidos pelo motor fosse feita. Essa comparação está exposta na Figura 6.1, e os valores máximos de pressão para experimento e simulação são descritos na Tabela 6-2. Além das simulações para 100% de carga, outros modos de operação do motor também foram testados. O motor também pode operar a 75%, 50% e 25% de sua capacidade total, injetando uma menor quantidade de óleo combustível na câmara e apresentando menores temperaturas e pressões máximas, mas também resultando em uma potência de saída menor. Suas curvas de pressão também estão expostas nas figuras 6.3, 6.5 e 6.7, respectivamente.

48

180 160

100% de Carga

Pressão (bar)

140 120 100 80

Simulação

60

Experimental

40 20 180 204,5 229 253,5 278 302,5 327 351,5 376 400,5 425 449,5 474 498,5 523 547,5 572 596,5 621 645,5 670 694,5

0

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.1 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 100% de carga

40

Erro - 100% de carga

30

Erro (bar)

20 10

Erro - 100% de carga

-10 -20

180 208,25 236,5 264,75 293 321,25 349,5 377,75 406 434,25 462,5 490,75 519 547,25 575,5 603,75 632 660,25 688,5

0

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.2 - Gráfico de erro para 100% de carga

A diferença entre o valor do pico de pressão real e o obtido na simulação é de 2.3%. Analisando ponto a ponto, a diferença entre os valores real e simulado apresenta uma média de aproximadamente 1.575 bar, e a maior diferença entre os valores de pressão é de 31.7189 bar. Essa maior diferença aparece justamente no momento em que 49

a pressão está aumentando. Isso pode ocorrer devido à complexidade do processo da combustão, de imprecisões da leitura de dados pelos equipamentos de medição ou do modelo utilizado pelo software. A Figura 6.2 traz o gráfico de erro entre os valores experimentais e os obtidos na curva simulada.

160 140

75% de Carga

Pressão (bar)

120 100 80 Simulação

60

Experimental

40 20 180 203,5 227 250,5 274 297,5 321 344,5 368 391,5 415 438,5 462 485,5 509 532,5 556 579,5 603 626,5 650 673,5 697

0

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.3 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 75% de carga

15

Erro - 75% de Carga

5 Erro - 75% de Carga 0 180 205,5 231 256,5 282 307,5 333 358,5 384 409,5 435 460,5 486 511,5 537 562,5 588 613,5 639 664,5 690

Erro (bar)

10

-5

-10

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.4 - Gráfico de erro para 75% de carga

50

Para 75% de carga, a diferença entre o pico de pressão para a simulação e o experimento equivale a 1.47%. A média das diferenças entre os valores avaliados ponto a ponto é de 1.01 bar, e a máxima diferença é de 13.35 bar. O gráfico de erros para essa simulação está exibido na Figura 6.4. 120

50% de Carga

Pressão (bar)

100 80 60 Simulação 40

Experimental

20

180 204,5 229 253,5 278 302,5 327 351,5 376 400,5 425 449,5 474 498,5 523 547,5 572 596,5 621 645,5 670 694,5

0

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.5 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 50% de carga

20

Erro - 50% de carga

15

5

Erro - 50% de carga

0 -5 -10

180 208,25 236,5 264,75 293 321,25 349,5 377,75 406 434,25 462,5 490,75 519 547,25 575,5 603,75 632 660,25 688,5

Erro (bar)

10

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.6 - Gráfico de erro para 50% de carga

51

Na simulação de 50% da carga, é possível observar uma diferença um pouco maior entre os valores máximos de pressão, apesar de as curvas atingirem esse pico ao mesmo tempo. A diferença entre os picos de pressão é de 6.28%. A diferença máxima observada, ao avaliar os valores de pressão ponto a ponto, é de 17.46 bar, e a média das diferenças é de 0.91 bar. A curva simulada está bem próxima da obtida durante o experimento durante o acréscimo de pressão que ocorre durante a combustão. Para esta simulação, o gráfico de erros é mostrado na Figura 6.6.

80 70

25% de Carga

Pressão (bar)

60 50 40 30

Simulação

20

Experimental

10 180 205,5 231 256,5 282 307,5 333 358,5 384 409,5 435 460,5 486 511,5 537 562,5 588 613,5 639 664,5 690

0

Ângulo da Manivela (°) Figura 6.7 - Comparação entre os resultados experimental e simulado para 25% de carga

14 12

Erro - 25% de carga

10 8 6 4

Erro - 25% de carga

2

-2

180 205,5 231 256,5 282 307,5 333 358,5 384 409,5 435 460,5 486 511,5 537 562,5 588 613,5 639 664,5 690

0

-4 -6 -8 Figura 6.8 - Gráfico de erro para 25% de carga

52

Para a simulação de 25% de carga, a diferença máxima da análise ponto a ponto é de 11.46 bar, e uma média de 0.49 bar. Para os picos de pressão, é possível observar uma diferença de 8.6%. A Figura 6.8 traz o gráfico de erro para a simulação de 25% da carga nominal.

Tabela 6-2 - Pressão máxima no cilindro para todas as cargas

Pressão Máxima no Cilindro [bar] 100%

75%

Experimental

161,6755

134,81515

Simulação

165,65

136,83

50%

25%

102,329 72,19 109,18

65,97

6.2. TEMPERATURA NO INTERIOR DO CILINDRO

As informações de temperatura não são fornecidas pelo banco de testes durante o experimento. No entanto, o gráfico de temperaturas é disponibilizado na simulação, e é apresentado na Figura 6.9 para a simulação de 100%. Na Figura 6.10, as curvas de temperatura das quatro cargas distintas estão sobrepostas, para efeito de comparação.

Figura 6.9 - Gráfico da temperatura média no cilindro para 100% de carga, como apresentado no software

53

Figura 6.10 - Curvas de temperatura média no interior do cilindro para todas as cargas

É possível observar que as temperaturas médias para a simulação de 75% de carga ficaram muito abaixo do esperado. O resultado desejado era uma curva similar às das outras cargas, cujos valores estivessem acima de 50% e 25%. Diversas outras tentativas foram feitas, alterando-se parâmetros como o tempo de duração da injeção ou o timing da ignição, mas ficavam muito distantes dos valores usados como referência, tais como a curva de pressão e a potência gerada pelo ciclo. Os resultados expostos neste projeto foram das simulações cujos resultados mais se assemelhavam aos valores reais. A partir daí, é possível comparar outros valores de forma a validar a simulação.

6.3. PRESSÃO MÉDIA EFETIVA (BMEP)

A Tabela 6-3 apresenta o valor experimental e o simulado para a pressão média efetiva do motor operando a 100% da carga nominal. Como descrito no capítulo 3, a pressão média efetiva é um importante parâmetro para comparação do desempenho de dois motores distintos, mesmo que tenham dimensões muito diferentes.

54

Tabela 6-3 - Resultados para a Pressão Média Efetiva a 100% de carga

Pressão Média Efetiva (BMEP) [bar] Experimental

20,7

Simulação

18,71

A diferença entre os valores real e simulado para a pressão média efetiva é de 9,6%.

6.4. POTÊNCIA DE SAÍDA

A Tabela 6-4 mostra os valores das potências obtidas com o motor experimentalmente, e os compara com os resultados obtidos utilizando o software.

Tabela 6-4 - Resultados para as potências de saída

Potência (kW) 100%

75%

50%

25%

Experimental

500

375

250

125

Simulação

451,45

362,77

254,33

116,75

Diferença percentual

9,71

3,2613333

1,70251

6,6

Na simulação para 100% de carga, a diferença percentual entre os valores real e simulado para a pressão gerada pelo motor é de 9,71%. É uma diferença esperada, já que, para o motor real, a potência de 500 kW é a potência nominal para cada ciclo. Numa situação real, é provável que esse valor seja reduzido para os diferentes ciclos. Um aumento do valor da potência, em outras simulações, resultava num maior pico de pressão, fazendo com que as curvas real e simulada se distanciassem muito uma da outra. Para as outras cargas, a diferença entre os valores é menor. Foi possível obter uma potência mais próxima à nominal sem afastar tanto a curva de pressão da obtida experimentalmente.

55

6.5. RAZÃO A/F EQUIVALENTE E CYCLE FUEL MASS

Como descrito no Capítulo 5, o software Diesel RK permite que o usuário defina o processo utilizado para determinar a quantidade de combustível a ser queimada pelo ciclo. Com isso, ele pode fornecer a razão ar-combustível equivalente ou utilizar um algoritmo disponível no menu de seleção do modo de operação, que fornece a massa de combustível injetada para cada ciclo. Para todas as cargas, foram realizadas simulações utilizando os dois métodos citados e, com exceção da simulação para 100%, todas apresentaram resultados mais próximos dos reais quando utilizada a razão ar-combustível equivalente. Mas, na simulação de 100%, houve alguma divergência quanto ao método mais preciso. Essas diferenças serão expostas a seguir, para comparação. A razão ar-combustível estequiométrica depende da composição do combustível utilizado. As propriedades físico-químicas do óleo diesel padrão estão dispostas na Tabela 6-5.

Tabela 6-5 - Propriedades físico-químicas do óleo diesel

Propriedades

Óleo Diesel

Fórmula química principal Massa molecular [g/mol] Massa específica [kg/m³], 20°C e 1 atm Razão ar/combustível estequiométrica [kg/kg] Poder calorífico superior [kJ/kg Poder calorífico inferior [kJ/kg] Limite de inflamabilidade no ar [% por volume] Número de cetano

C12H26

Calor de combustão de 0,028m³ de mistura estequiométrica a 1 atm e 15,6°C [kcal/kg] Viscosidade a 300 K [cSt]

170 830 15,14/1 45590 42450 0,5-0,7 44-50 49,17 3,71

Utilizando a Tabela 6-5, temos, para o óleo diesel: 𝐴 � � = 15,14 𝐹 𝑠 56

A razão ar-combustível com a qual o motor trabalha foi obtida no manual de operação do mesmo. Para 100% de operação do motor, a razão é: 𝐴 = 31,07 � � 𝐹 𝑟𝑒𝑎𝑙 E, para calcular a razão ar-combustível equivalente: 𝐴 � � 𝐹 𝑟𝑒𝑎𝑙 31,07 λ= = = 2,05 𝐴 15,14 � � 𝐹 𝑠 Utilizando o mesmo procedimento de cálculo, foram determinados os valores para as outras cargas. Os resultados são expostos na Tabela 6-6.

Tabela 6-6 - Razões A/F para as diferentes cargas de operação

100% 75% 50% 25%

Vazão de Combustível (kg/h) 99,6 75 53,4 32,1

Razão A/F 31,07 31,44 31,12 34,21

Razão A/F Equivalente 2,05 2,07 2,05 2,26

Ao averiguar se a simulação é ou não válida, alguns valores conhecidos são utilizados como referência. Para o caso da simulação de 100%, o método da massa de combustível por ciclo foi escolhida, principalmente pelo fato de a potência de saída ser muito mais próxima do valor real que a fornecida pela simulação da razão arcombustível equivalente. Os resultados são expostos na Tabela 6-7. As curvas de pressão das duas simulações estão também expostas na Figura 6.11, juntamente com a curva de pressão experimental.

57

Tabela 6-7 - Comparação entre as duas simulações para 100% de carga

100% Carga Massa de Combustível A/F Experimental por Ciclo Equivalente 500 451,45 376,82

Potência do motor (kW) Razão A/F Equivalente Pressão Máxima no Cilindro (bar) BMEP (bar)

2,05

1,7531

2,05

161,67 20,7

165,65 18,711

166,25 15,618

-

1829

1770,6

942

1114,6

995,16

4,016

4,4305

4,4148

Temperatura Máxima no Cilindro (K) Emissão de NOx (ppm) Emissão de SO2 (g/kWh)

É possível observar que os valores de emissão e pressão máxima no interior do cilindro são muito próximos nos dois casos. As diferenças estão justamente nos valores da potência do motor. Para a simulação com razão A/F Equivalente, a potência aproxima-se mais da obtida com o experimento para 75% de carga, e isso acarreta também um menor valor para a pressão média efetiva, afastando-o assim do esperado.

180

Cycle Fuel Mass e Razão A/F Equivalente

160

Pressão (bar)

140 120 Experimental

100 80

Massa de Combustível por Ciclo

60 40

Razão A/F Equivalente

20 180 211,5 243 274,5 306 337,5 369 400,5 432 463,5 495 526,5 558 589,5 621 652,5 684

0

Ângulo da Manivela (°)

Figura 6.11 - Gráficos comparando as curvas de pressão para diferentes simulações de 100% de carga

58

As curvas de pressão também são muito próximas uma da outra, e pouco se afastam da curva experimental. Logo, o fator determinante para decidir qual dos dois métodos utilizar nessa simulação foi a potência de saída. Nos outros casos (para 75%, 50% e 25% de carga), os valores de potência das simulações que utilizavam o método da razão ar-combustível foi sempre mais próximo do real que a obtida pelo método “Cycle Fuel Mass”, logo foram as escolhidas para figurar na análise deste projeto. Para ilustrar, a Tabela 6-8 apresenta as diferenças obtidas nesses casos.

Tabela 6-8 - Potências de saída para as outras cargas, utilizando os dois métodos

Potências de Saída 75%

50%

25%

Experimental

375

250

125

Massa de Combustível por Ciclo

293,97

224,83

65,295

A/F Equivalente

362,77

254,33

116,75

6.6.EMISSÕES DE NOx E SO2 Os dados experimentais das emissões obtidos estão representados na Tabela 6-9. Esses dados são referentes a um teste realizado no dia 18 de dezembro de 2013, na tomada 2, utilizando como combustível o Marine Diesel Oil (MDO). Estes resultados estão também disponibilizados no Anexo VI em seu formato original.

Tabela 6-9 - Dados de emissões experimentais

100% 75% 50% 25%

Dados de emissões Experimentais THC (total hydrocarbon) O2 CO(H) CO2 CO(L) (%) (%) (ppm) (%) (ppm) 202 11,78 0,01 6,72 103 232 11,75 0,014 6,68 123,1 281 11,69 0,015 6,75 137,9 345 12,43 0,023 6,24 215,7

NOx (ppm) 942 1014 980 834

SO2 (ppm) 125 126 130 122

Nos resultados apresentados pelo software de medição, os valores de emissão de SO2, Hidrocarbonetos Totais (THC), CO e NOx estão expressos em partes por milhão 59

(ppm). Os valores de O2 e CO2 são valores percentuais. Na Tabela 6-10, estão representados os valores fornecidos pelo Diesel RK. À exceção do valor de NOx e dos níveis de material particulado, o software utiliza a unidade de gramas por kilowatt-hora. Com isso, faz-se necessário realizar uma conversão de unidades para comparar os valores obtidos com os experimentais e validar a simulação.

Tabela 6-10 - Dados das emissões da simulação

100% 75% 50% 25%

Particulado (g/kWh) 0,02543 0,63674 0,11786 0,80319

Dados de emissões da Simulação CO2 NOx (g/kWh) (ppm) NO(g/kWh) 713,8 1114,6 6,821 797,52 390,29 3,0977 738,84 817,32 6,0452 886,01 301,85 3,0355

SO2 (g/kWh) 4,4305 4,9501 4,5859 5,4994

Para realizar a conversão, foi selecionada uma composição aproximada das emissões de um motor diesel, em porcentagem de fração molar. Como referência para essa seleção, foi utilizado um programa de estudo realizado e disponibilizado pelo grupo Volkswagen , visando fornecer informações detalhadas sobre a emissão de veículos automotivos, além dos métodos de medição, técnicas de controle de poluentes e padrões estipulados pelo governo alemão para um limite de emissões. O documento discute as diferenças de emissões entre motores Otto e motores Diesel. Na Figura 6.12, é possível verificar as porcentagens molares das emissões.

60

Figura 6.12 - Composição de emissões para motores Otto e Diesel [22]

Com base nessas informações, é possível organizar a composição das emissões de acordo com a Tabela 6-11. Como nos 0.3% apresentados na figura são, em sua maior proporção, compostos por NOx, podemos aproximar a massa molar dessa fração das emissões como sendo totalmente composta por esse poluente.

61

Tabela 6-11 - Composição aproximada das emissões de um motor Diesel

Composto

Fração Mássica (%)

Massa molar (g/mol)

67 12 11 10

28 44 18 32

0,3

46

N2 CO2 H2O O2 Poluentes (SO2, hidrocarbonetos, material particulado, NOx, CO)

A conversão para a fração molar deve ser realizada, para determinar a massa molar da exaustão. Os valores fornecidos pelo referido estudo são calculados na base mássica. Utilizando os valores da Tabela 6-11, é possível converter os valores de fração mássica (𝑤𝑖 ) para fração molar (𝑦𝑖 ), como descrito a seguir: 𝑤𝑖 �𝑀𝑀 𝑛𝑖 𝑖 𝑦𝑖 = = 𝑤 ∑𝑖 𝑛𝑖 ∑𝑖 𝑖� 𝑀𝑀

𝑖

Com isso, é possível determinar as porcentagens molares de cada composto. Estes novos valores estão descritos na Tabela 6-12.

Tabela 6-12 - Fração molar de cada composto na exaustão

Composto N2 CO2 H2O O2 Poluentes

Fração Molar (%) 67 7 17 9 0,002

A partir de agora, é preciso determinar a massa molar do gás na exaustão, levando em conta as porcentagens de fração molar calculadas anteriormente. A fração de poluentes é, comparada aos outros valores, desprezível. Utilizando os valores de massa molar para cada composto, teremos:

(0.67 ∙ 28) + (0.07 ∙ 44) + (0.17 ∙ 18) + (0.09 ∙ 32)

62

= 18.76 + 3.08 + 3.06 + 2.88 = 27.78𝑔/𝑚𝑜𝑙

Com esse valor, podemos calcular a vazão molar da exaustão do motor, utilizando o fluxo de massa que é fornecido pelo Diesel RK. Esse dado é disponibilizado pelo programa na forma de um gráfico (como o da Figura 6.13) e, para realizar as contas abaixo, foi utilizada uma média dessa vazão feita pelo Excel.

Figura 6.13 - Gráfico da vazão mássica de exaustão para operação em 100% de carga

Os valores para a vazão média de cada uma das cargas estão representados na Tabela 6-13.

Tabela 6-13 - Vazões mássicas médias

Carga

Vazão mássica média (kg/s)

Potência gerada por ciclo (kW)

100%

0,3638

451,45

75%

0,4438

362,77

50%

0,2306

254,33

25%

0,1192

116,75

Para 100% de carga, o procedimento de cálculo para a conversão da emissão de SO2 será apresentado a seguir. Inicialmente, convertemos esse valor médio obtido para a vazão e o convertemos de [kg/s] para [mols/h], utilizando o valor de massa molar

63

calculado anteriormente. Sendo 𝒎̇ a vazão mássica média, MM a massa molar do

composto, e α a quantidade de mols por hora, temos: 𝑚̇ ∙ 3600 = 𝛼 𝑀𝑀

0.3638 ∙ 3600 = 1309.7 𝑘𝑔⁄ℎ = 1309716 𝑔⁄ℎ 1309716 = 47146 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ 27.78

Agora, utilizando o valor obtido em partes por milhão no experimento, a massa molar do SO2 e a potência gerada por cada cilindro em um ciclo, é possível obter o valor em gramas por kilowatt-hora. O software retorna o valor absoluto, em kilowatts, da potência gerada por ciclo, nos 5 cilindros. Considerando que todos os cilindros fornecem a mesma potência, podemos calcular por quanto cada um é responsável. Considerando que n equivale ao numero de cilindros, e utilizando a equação:

𝐶=

∝ ∙ 𝛾 ∙ 𝑀𝑀𝑆𝑂2 𝑃 𝑛𝑐𝑖𝑙𝑖𝑛𝑑𝑟𝑜𝑠

Onde: •

C – Concentração do composto em gramas por kilowatt-hora

•

𝛾 – Quantidade de SO2, em partes por milhão (ppm) obtida na emissão

experimental; • •

𝑀𝑀𝑆𝑂2 - Massa molar do composto SO2, em g/mol;

•

ncilindros – número de cilindros.

P – Potência do motor;

Para a simulação de 100% de carga, temos, portanto:

471146 ∙ 125 ∙ 10−6 ∙ 64 = 4.177 𝑔/𝑘𝑊ℎ 90.29

64

Os procedimentos de cálculo são semelhantes para todas as cargas de operação e, para as outras cargas, estão descritos no Apêndice A. Para facilitar a visualização e comparação dos valores experimentais e simulados, a Tabela 6-14 reúne os valores de emissão de SO2 e NOx.

Tabela 6-14 - Resultados da simulação e experimental

Simulação

Experimental

NOx (ppm)

SO2 (g/kWh)

NOx (ppm)

SO2 (g/kWh)

100%

1114,6

4,4305

942

4,177

75%

390,29

4,9501

1014

6,392

50%

817,32

4,5859

980

4,888

25%

301,85

5,4994

834

5,165

Os resultados para as simulações de 100% e 50% são muito próximos dos valores obtidos experimentalmente. A diferença percentual para 100% de carga é de 15.48% para as emissões de NOx e 5.72% para SO2. Na simulação de 50%, a diferença percentual entre os valores de NOx é de 16.6%, e 6.18% para os valores de SO2. Para as outras duas cargas, essa discrepância é maior. A diferença na simulação de 75% chega a 61.51% para NOx e 22.55% para SO2. Já a simulação para 25% de carga apresenta uma diferença de 63.81% para NOx e 6.08% para os valores de SO2. Apesar de as diferenças dos parâmetros citados anteriormente, que foram usados como referência, terem sido mais reduzidos, as emissões acabaram deixando a desejar. A simulação de 75%, estranhamente, apresentou uma curva de temperatura muito diferente do esperado. Isso influenciou no cálculo de emissão do NOX, já que este está intimamente ligado às altas temperaturas que ocorrem no interior do cilindro durante a combustão e, como visto no Capítulo 4, o modelo utilizado pelo software para prever a emissão desse poluente depende, além das concentrações de nitrogênio e oxigênio presentes no combustível. Como o óleo configurado é o mesmo para todas as simulações, fica evidente que o parâmetro que influencia negativamente neste resultado é mesmo a temperatura.

65

Os resultados para a simulação de 25% de carga também diferem, mas outro motivo pode ser observado. A operação a 25% da carga nominal é um regime para o qual o motor não foi projetado. Normalmente, nesta condição, o equipamento acaba trabalhando de forma instável, e por isso, as medições de emissões realmente podem diferir bastante. A simulação para este modo de operação também reflete um pouco esta dificuldade em prever qualquer resultado, já que apresenta diferenças bem significativas ao serem comparadas ao experimento. Os resultados para as simulações das diferentes cargas podem ser conferidos integralmente nos Anexos I, II, III e IV. Lá, estão listados todos os parâmetros obtidos no ensaio computacional, a partir de um arquivo gerado pelo próprio software.

66

7. CONCLUSÕES

No presente projeto, foi elaborado um modelo computacional para o motor MAN Innovator 4C, visando validar as simulações executadas utilizando o software Diesel RK. Foram executadas diversas simulações utilizando 25%, 50%, 75% e 100% da carga nominal do equipamento utilizando óleo diesel marítimo. O software utiliza o modelo Wiebe 2 Zonas para modelagem da combustão, e apresenta diversos parâmetros de emissões e desempenho no fim de cada simulação. Como foi utilizada a versão gratuita do programa, as simulações eram feitas remotamente, e era necessária uma conexão com a internet. Apesar disso, é um programa muito leve, que é executado rapidamente, os arquivos contendo os resultados de cada operação ocupa pouco espaço no disco rígido e sua interface é muito intuitiva. As simulações poderiam ser finalizadas, em média, em até 1 minuto. Em alguns momentos, o programa travava durante a simulação e era necessário reiniciá-la, mas nada que comprometesse sua funcionalidade. Utilizando os dados experimentais, foram selecionadas as simulações cujas curvas de pressão mais se aproximavam das curvas obtidas no laboratório. Após isso, os valores de potência gerada também eram observados, para verificar a proximidade com o valor nominal. Foram realizadas, no total, 114 simulações, para verificar a sensibilidade de cada parâmetro e encontrar os resultados mais próximos dos valores reais. Estes resultados foram expostos no projeto. Todas as simulações se aproximaram bastante da potência nominal e da curva de pressão experimental. As simulações de 100% e 50% apresentaram melhores valores para as emissões de SO2 e NOx, com uma diferença máxima de 16%. O ensaio de 75% de carga apresentou uma discrepância muito grande na temperatura, e, portanto, também se afastou bastante do ideal na emissão de NOx. Apesar de todas as tentativas, esse resultado foi o que mais se aproximou da curva de pressão e da potência nominal gerada. O ensaio para 25% também teve problemas para ensaiar as emissões, apesar de sua curva de temperatura ser adequada. Isso se deve ao fato de que é um modo de operação muito difícil de ser simulado. É possível observar que o software é válido e consegue reproduzir com uma precisão satisfatória os processos realizados no banco de testes. Apesar dos problemas citados na simulação para 75% da carga nominal, a maioria dos valores obtidos foi bem 67

adequada aos valores reais, e por isso o programa pode ser utilizado para futuros testes no laboratório. Uma sugestão para futuros projetos utilizando a ideia do trabalho apresentado e o software Diesel RK é a aplicação do mesmo em simulação de um motor Otto, para avaliar as discrepâncias e os resultados com o novo banco de testes que no momento está em fase de montagem no Laboratório de Máquinas Térmicas da Universidade Federal do Rio de Janeiro. Simular um motor operando com gás veicular também é uma sugestão viável. Além disso, outra ideia seria realizar o teste utilizando diferentes tipos de óleo diesel, e comparar os dados de emissão entre eles. Utilizar um motor de menor porte, como o automotivo, daria uma boa impressão de como é o impacto dos veículos utilizados pela maioria da população nos grandes centros urbanos no ar atmosférico. Acompanhar essas emissões e propor melhoras, utilizando legislações e limites de emissão adotados em diferentes países, também seria uma interessante abordagem. Por fim, uma sugestão possível é a utilização dos modos Scanning e Optimizing para comparação de diferentes parâmetros do motor, e como eles interferem na operação do mesmo. O arquivo help do programa é uma ferramenta útil para aprender a programar esta seção do software, que foi deixada fora do escopo desse projeto por não ser o foco principal do mesmo.

68

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[18]

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[19]

http://www.mopedarmy.com/wiki/Transfer_port. ado em 29/01/15 às

18h57.

70

[20]

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em

30/01/2015 às 1h39.

[21]

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NACIONAL

DO

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GÁS

NATURAL

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[23]

http://www.volkspage.net/technik/ssp/ssp/SSP_230.pdf . ado em 02/02/15

às 19h46.

71

APÊNDICE A – CONVERSÃO DE UNIDADES PARA EMISSÃO DE SO2 Este apêndice traz os cálculos realizados para a obtenção dos valores de emissão de SO2 na unidade de gramas por kilowatt-hora, descritos no capítulo 6. Para comparar os valores obtidos no software com os resultados experimentais para emissão deste composto, faz-se necessário contar com esses cálculos. No capítulo 6, foi apresentado como exemplo o cálculo realizado para a simulação de 100% da carga nominal. Este apêndice traz os cálculos realizados para os demais ensaios.

A.1. - 75% de Carga

0.4438 ∙ 3600 = 1597.68 𝑘𝑔⁄ℎ = 1597680 𝑔⁄ℎ 1597680 = 57511.8 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ 27.78

57511.8 ∙ 126 ∙ 10−6 ∙ 64 = 6.392 𝑔/𝑘𝑊ℎ 72.55 A.2. – 50% de Carga

0.2306 ∙ 3600 = 830.16 𝑘𝑔⁄ℎ = 830160 𝑔⁄ℎ 830160 = 29883.4 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ 27.78

29883.4 ∙ 130 ∙ 10−6 ∙ 64 = 4.888 𝑔/𝑘𝑊ℎ 50.87

72

A.3. – 25% de Carga

0.1192 ∙ 3600 = 429.12 𝑘𝑔⁄ℎ = 429120 𝑔⁄ℎ 429120 = 15447.1 𝑚𝑜𝑙𝑠/ℎ 27.78

15447.1 ∙ 122 ∙ 10−6 ∙ 64 = 5.165 𝑔/𝑘𝑊ℎ 23.35

73

ANEXOS

ANEXO I – Resultados da simulação para 100% da carga nominal – Diesel RK

2015-01-12 20-08-43 "MAN teste 2" Mode: #1 :: 100% Carga; Title: 100%SulfurA/CEqDuraçao35Injectors1CycleFuel www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 451.45 - P_eng - Piston Engine Power, kW 18.711 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 3592.8 - Torque - Brake Torque, N m 0.55560 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.22152 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.38059 - Eta_f - Efficiency of piston engine 21.511 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.43753 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.6165 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.86985 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------2.8900 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 324.27 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.84344 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.53463 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 2.7011 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 816.40 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.86657 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.0886 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.47879 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.18316 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.94442 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.02167 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.1925 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 2.1698 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.57854 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------2.8689 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 337.10 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 342.94 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 174.99 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 170.88 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------2.6467 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar

74

812.23 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 107.59 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 25.753 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 749.18 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 287.56 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 962.41 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------1.7531 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.57040 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 165.65 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1829.0 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 6.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 30.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 6.7643 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 3565.8 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 11.921 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 13.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 35.249 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 3.3649 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.01909 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 82.400 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05381 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------1.4921 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 0.16343 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.03553 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.02543 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 713.80 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 1114.6 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 6.8210 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 1.0592 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.4305 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------3.6520 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 387.71 - T_ivc - Temperature at IVC, K 119.48 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 989.07 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 19.936 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1341.9 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------1041.1 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 664.85 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 655.28 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 595.62 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 366.77 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 5922.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 5955.2 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 5157.6 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 9821.5 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm

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35.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------122.97 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.84344 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 14.606 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.84609 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 3.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 2.9400 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 433.07 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 2.8900 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 324.27 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------122.80 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.86657 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 9.1666 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 2.5966 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 19.097 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 2.7011 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 816.40 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0403 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 681.07 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ====================================================================== == N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ----------------------------------------------------------------------1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 77.24 0.00 8.93 8.93 11.74 2.09 ----------------------------------------------------------------------Sum of all sprays % 100.¦ 62.22 2.31 0.00 22.91 10.66 1.86 ====================================================================== == Evaporation constants bi ¦ 2187 984 633 535 297 2 ====================================================================== == The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 2.55 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.47 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08

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ANEXO II – Resultados da simulação para 75% da carga nominal – Diesel RK

2015-01-16 20-44-57 "MAN teste 2" Mode: #2 :: 75% Carga; Title: 75%SulfurA/CEqDuraçao45Injectors1Ignition10 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 362.77 - P_eng - Piston Engine Power, kW 15.036 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 2887.1 - Torque - Brake Torque, N m 0.49883 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.24751 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.34063 - Eta_f - Efficiency of piston engine 17.087 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.38711 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.4368 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.87994 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------2.8900 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 321.19 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 1.0418 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.80010 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 2.1007 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 727.63 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 1.0571 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.8735 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.34800 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio 0.38542 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.99260 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.73541E-04 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.3881 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 0.0000 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.45357 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------2.8657 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 324.33 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 330.33 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 207.74 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 193.10 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------2.0092 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 719.27 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 153.43 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.235 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 670.63 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 374.64 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K)

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1253.9 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------2.0700 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.48309 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 136.83 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1463.3 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 5.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 50.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 3.4955 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 1343.8 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 15.733 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 10.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 51.208 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 3.3064 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.00461 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 122.80 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05304 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------14.833 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 1.5498 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.37735 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.63674 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 797.52 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 390.29 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 3.0977 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 2.5650 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.9501 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------3.6829 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 373.29 - T_ivc - Temperature at IVC, K 120.96 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 955.92 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 20.353 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1323.9 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------866.26 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 609.05 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 574.83 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 523.62 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 362.78 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 4581.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 4195.8 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 3568.6 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 8388.1 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 45.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC

78

54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------138.99 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.80000 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 1.0418 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 18.041 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 1.0451 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 3.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 2.9400 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 420.74 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 2.8900 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 321.19 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------138.90 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 1.0493 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 1.0571 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 13.574 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 2.0190 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 19.866 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 2.1007 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 727.63 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0404 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 605.98 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ====================================================================== == N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ----------------------------------------------------------------------1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist.crown¦ 77.52 0.00 10.37 4.15 2.76 9.35 ----------------------------------------------------------------------Sum of all sprays % 100.¦ 62.50 2.89 6.48 17.46 2.15 8.08 ====================================================================== == Evaporation constants bi ¦ 897 268 117 99 79 1 ====================================================================== == The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 1.76 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.52 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08

79

ANEXO III – Resultados da simulação para 50% da carga nominal – Diesel RK

2015-01-16 01-14-37 "MAN teste 2" Mode: #3 :: 50% Carga; Title: 50%SulfurA/CEqDuraçao27Injectors1 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 254.33 - P_eng - Piston Engine Power, kW 10.541 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 2024.0 - Torque - Brake Torque, N m 0.32398 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.22929 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.36769 - Eta_f - Efficiency of piston engine 12.781 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.44581 - Eta_i - Indicated Efficiency 2.0323 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.82477 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------1.9100 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 309.54 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.53950 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.54853 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 1.8634 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 746.48 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.54931 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.2911 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.43648 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.20735 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.93024 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.03215 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 1.1185 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 3.0233 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.60272 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------1.8966 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 324.13 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 330.00 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 130.76 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 169.70 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------1.8357 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 743.60 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 89.997 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.641 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 687.11 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K

80

261.87 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 876.43 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------2.0500 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.48780 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 109.18 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1689.5 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 7.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 26.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 4.9805 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 1812.2 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 15.815 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 13.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 28.738 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 4.1978 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.02672 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 86.000 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05405 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------4.7366 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 0.51903 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.11342 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.11786 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 738.84 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 817.32 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 6.0452 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) 1.2565 - SE - Summary emission of PM and NOx 4.5859 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------2.4128 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 374.33 - T_ivc - Temperature at IVC, K 79.047 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 956.21 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 12.064 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1202.1 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------964.10 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 478.95 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 577.09 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 524.96 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 362.87 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 4609.3 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 4228.7 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 3726.7 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 5800.7 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 27.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg. 0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC

81

69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------46.720 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.53950 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 9.3424 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.54119 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 2.0000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 1.9600 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 374.17 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 1.9100 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 309.54 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------45.436 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.54931 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 8.0543 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 1.7905 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 12.191 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 1.8634 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 746.48 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0407 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 668.30 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ====================================================================== == N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ----------------------------------------------------------------------1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 76.18 2.99 11.68 4.59 7.88 1.27 ----------------------------------------------------------------------Sum of all sprays % 100.¦ 61.26 4.77 9.16 15.83 7.57 1.23 ====================================================================== == Evaporation constants bi ¦ 1204 344 161 136 109 1 ====================================================================== == The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 3.13 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.69 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08

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ANEXO IV – Resultados da simulação para 25% da carga nominal – Diesel RK

2015-01-16 19-00-50 "MAN teste 2" Mode: #4 :: 25% Carga; Title: 25%SulfurA/CEqDuraçao30Injectors1CR1.3Ignition20 www.diesel-rk.bmstu.ru Fuel: MDO BR0106 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------1200.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 116.75 - P_eng - Piston Engine Power, kW 4.8388 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 929.11 - Torque - Brake Torque, N m 0.17834 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 0.27497 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 0.30661 - Eta_f - Efficiency of piston engine 6.6916 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 0.42402 - Eta_i - Indicated Efficiency 1.6140 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 0.72311 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------1.0000 - p_sea - Static Atmospheric Pressure on sea level, bar 288.00 - T_sea - Static Atmospheric Temperature on sea level, K 0.0000 - A_ab.sea - Altitude Above Sea Level, km 0.0000 - v_flight - Velosity of Flight, km/h (for aircraft engine) 1.0000 - p_amb - Static Ambient Pressure, bar 288.00 - T_amb - Static Ambient Temperature, K 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 288.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 1.0400 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------1.2240 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 295.66 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 0.28081 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 0.48477 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 1.3028 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 749.39 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 0.28381 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, [g/s 2.1663 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio 0.46161 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio -0.23889 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 0.84087 - Eta_v - Volumetric Efficiency 0.10016 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 0.96010 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 7.7284 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 0.71653 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------1.2175 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 326.49 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 332.17 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 81.258 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, W/(m2*K) 157.48 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------1.2921 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 747.81 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 66.779 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 24.711 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 683.86 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K

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214.60 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, W/(m2*K) 718.22 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------2.2600 - A/F_eq - Air Fiel Equivalence Ratio in the Cylinder 0.44248 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 65.967 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 1512.5 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 6.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 25.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 2.1012 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. Injection: Custom Fuel Injection System 492.78 - p_inj.max- Max. Injection Pres. (before nozzles), bar 25.673 - d_32 - Sauter Mean Diameter of Drops, microns 20.000 - Theta_i - Injection / Ignition Timing, deg. B.TDC 30.005 - Phi_inj - Duration of Injection, deg. 6.5054 - Phi_id - Ignition Delay Period, deg. 0.01993 - x_e.id - Fuel Mass Fraction Evaporated during Ignit. Delay 130.80 - Phi_z - Combustion duration, deg. 0.10000 - Rs_tdc - Swirl Ratio in the Combustion Chamber at TDC 0.05470 - Rs_ivc - Swirl Ratio in the Cylinder at IVC 0.69672 - W_swirl - Max. Air Swirl Velocity, m/s at cylinder R= 60 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------21.242 - Hartridge- Hartridge Smoke Level 2.1121 - Bosch - Bosch Smoke Number 0.55875 - K,m-1 - Factor of Absolute Light Absorption, 1/m 0.80319 - PM - Specific Particulate Matter, g/kWh 886.01 - CO2 - Specific Carbon dioxide emission, g/kWh 301.85 - NOx,ppm - Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 3.0355 - NO,g/kWh - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh (Zeldovich) * Zeldovich's mechanism usage causes improbable decrease of NOx emission at large recidual gas fraction and/or at multiple injection. Use DKM ! 3.1109 - SE - Summary emission of PM and NOx 5.4994 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------1.5401 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 381.60 - T_ivc - Temperature at IVC, K 49.863 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 963.33 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 7.1019 - p_evo - Pressure at EVO, bar 1143.1 - T_evo - Temperaure at EVO, K ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------910.70 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 322.87 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., Wt/m2/K 514.59 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 405.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 468.85 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 358.86 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface head of Cylinder Head, K 398.16 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 3417.1 - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) from head cooled surface to coolant 2868.2 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 2571.3 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 3701.1 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------15.200 - CR - Compression Ratio 4.0000 - n_inj - Number of Injector Nozzles 0.30000 - d_inj - Injector Nozzles Bore, mm 30.000 - Phi_inj - Injection Duration for spec. Injection Profile, deg.

84

0.0000 - m_f_ip - Fuel Mass for specified Injection Profile, g 94.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 69.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 69.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 54.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC ----------------- COMPRESSOR PARAMETERS HP stage ------------------8.6431 - P_C.hp - Power of HPC, kW 0.73200 - Eta_C.hp - Adiabatic Efficiency of HPC 0.28081 - m_C.hp - Mass Airflow of HP Compressor, kg/s 4.8628 - m*_C.hp - Mass Airflow Parameter, kg SQRT(K)/(s bar) 0.28169 - m.cor_Chp- Corrected Mass Airflow of HPC, kg/s 1.3000 - PR_C.hp - Pressure Ratio of HP Compressor 0.98000 - po_iC.hp - Inlet Total Pressure of HPC, bar 288.00 - To_iC.hp - Inlet Total Temperature of HPC, K 1.2740 - po_"C.hp - Total Discharge Press. (before HP cooler), bar 318.63 - To_"C.hp - Total Discharge Temp. (before HP cooler), K 0.75000 - Ecool.hp - Thermal Efficiency of HP Air Inter-cooler 288.00 - Tcool.hp - HP Inter-cooler Refrigerant Temperature, K 1.2240 - po_C.hp - Total Pressure after Inter-cooler, bar 295.66 - To_C.hp - Total Temperature after Inter-cooler, ] ----------------- TURBINE PARAMETERS HP stage ---------------------9.5445 - P_T.hp - Effective Power of HPT, kW 0.76549 - Eta_T.hp - Internal turbine Efficiency of HPT 0.95300 - Eta_mT.hp- Mechanical Efficiency of HPT 0.28381 - m_T.hp - Mass Gasflow of HPT, kg/s 5.9635 - m*_T.hp - Mass Gasflow Parameter, kg SQRT(K)/s kPa 1.2534 - PR_T.hp - Expansion Pressure Ratio of HPT 4.9372 - B_T.hp - Relative Work: B=118.34 {1-PR**(1-k)/k] Eta_T} 1.3028 - po_T.hp - Inlet Total Pressure of HPT, bar 749.39 - To_T.hp - Inlet Total Temperature of HPT, K 1.0394 - po_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Pressure, bar 717.92 - To_eT.hp - HP Turbine Exhaust Back Temperature, K THE ALLOCATION OF FUEL IN THE ZONES AT THE END OF INJECTION ====================================================================== == N¦In plan¦ Spray¦Impingment¦______Fractions of fuel in the zones %_____ s¦ Angle ¦ Angle¦ Surface ¦ Dilut. S.Core Piston Inters. Head Liner ----------------------------------------------------------------------1¦ 0.0 ¦ 60.0 ¦pist. bowl¦ 74.58 5.76 13.98 0.00 5.13 0.55 ----------------------------------------------------------------------Sum of all sprays % 99.¦ 68.19 7.68 18.00 0.00 4.89 0.48 ====================================================================== == Evaporation constants bi ¦ 379 65 36 30 30 0 ====================================================================== == The note: "Inters." is column with fraction of fuel in a zone of intersection of Near-Wall Flows formed by adjacents sprays. Rs:Swirl¦ (Piston clearance,mm 9.80) ¦Optimal¦-Geometric formula: 3.00 Ratio¦ Rs of piston bowl 0.10 ¦ Rs ¦-by Razleytsev : 1.82 ____________________ Versions: Kernel 24.09.08; RK-model 25.09.08; NOx-model 5.06.08

85

ANEXO V – Parâmetros utilizados nas simulações – Diesel RK

86

87

88

89

90

91

92

93

Fuel:

94

Operating Mode:

95

ANEXO VI – Resultados Experimentais para emissões – Horiba

Tomada 1 – 100%:

Tomada 1 – 75%:

96

Tomada 1 – 50%:

Tomada 1 – 25%:

97

Tomada 2 – 100%:

Tomada 2 – 75%:

98

Tomada 2 – 50%:

Tomada 2 – 25%:

99

Tomada 3 – 100%:

Tomada 3 – 75%:

100

Tomada 3 – 50%:

Tomada 3 – 25%:

101

ANEXO VII – Norma DIN EN 590 para óleo Diesel – Diersch & Shröder Group

102