Glossário

• MCI – Motor de combustão interna;
• CI – Compression ignition;
• AFreal – Relação ar/combustível real;
• AFest – Relação ar/combustível estequiométrica;
• Mi – Massa molar (Kg/Kmol);
• λ – Relação de equivalência;
• N – Velocidade do motor (RPM);
• T – Torque do motor (Nm)
• Pb – Potência de frenagem;
• ρa – densidade do ar ambiente;
• Qhv – Poder calorífico do combustível.

Introdução

Embora os MCI comecem a dividir espaço com os propulsores elétricos, dentre todas os motores conhecidos, o MCI continua sendo um dos mais versáteis e baratos de se produzir 

Os MCI são os mais populares, seu funcionamento é baseado no movimento alternativo dos pistões, que impulsionados pelo forte desprendimento de energia proveniente da combustão de uma mistura ar/combustível dentro da câmara de combustão.

A combustão é um processo exotérmico no qual seus reagentes são o combustível e o ar atmosférico. Estes são misturados de forma que suas proporções sejam o mais próximo possível da proporção necessária para consumir todo o combustível. Essa proporção é chamada de mistura ar/combustível estequiométrica.

Entretanto, a combustão é um processo bastante aleatório e complexo, de forma que o mesmo o mais preciso dos cálculos, ainda não consegue retratar totalmente o processo. Uma das formas de calcular os valores de energia produzidos em um processo de combustão é através do balanço de energia (primeira lei da termodinâmica), enquanto que o potencial total do sistema é calculado através da segunda lei da termodinâmica.

Este artigo tem como objetivo demonstrar o passo a passo de uma análise dinamométrica de um MCI do tipo CI, mostrando as reações químicas, obtenção de energia conforme os conceitos da primeira lei da termodinâmica e quanto o motor produziria se não fossem suas perdas e irreversibilidades através da segunda lei da termodinâmica.

O experimento

O motor

O motor em análise encontra-se no laboratório de motores de combustão interna da Universidade Federal do Ceará. Trata-se de um propulsor da marca MWM, modelo Série 229, 229 – 6T. Esse motor possui as seguintes especificações:

• 6 cilindros;
• Volume varrido (todos os cilindros): 5,88 L;
• Diâmetro x Curso: 102 x 120 mm;
• Injeção: Direta, mecânica;
• Aspiração: Turbo;
• Potência: 117 – 160 cv (87 – 117,6 kW) @ 2.300 RPM;
• Torque: 430 – 559 Nm (44 – 57 KgFm) @ 1.500 RPM;
• Peso seco: 586 Kg.

O combustível utilizado

Por se tratar de uma análise realizada em um motor de foco operativo estacionário, náutico e agrícola, este é do tipo ignição por compressão utilizando óleo diesel como combustível. Entretanto, sabe-se que os combustíveis podem apresentar contaminantes, de forma que sua formação química seria diferente da usual. Dessa forma, foi considerado no experimento o óleo diesel com formulação do Dodecano puro. Assim podemos assumir as seguintes características:

• Fórmula química: C12H26;
• Entalpia de formação: – 350.900 kJ / kMol;
• Entropia de formação: 486,5 kJ / kMol.K;
• Poder calorífico superior: 44.500 kJ / kg.

Modelo de engenharia

• Motor funcionando em regime permanente;
• Combustível utilizado é o dodecano;
• Pressão de referência: 1 atm;
• Temperatura de referência: 25 °C;
• Turbina do conjunto turbo-compressão operando com eficiência de 75%.

Volume de controle do motor

Volume de controle do turbo-compressor

Dados coletados

• Velocidade do motor: 1912 RPM;
• Torque produzido: 234,984 Nm;
• Pressão turbo: 0,2562 BAR;
• Temperatura dos gases de escape: 415,977 °C;
• Pressão coletor de escape – pós-câmara: 1,35153 BAR;
• Pressão de óleo: 5,5 BAR;
• Temperatura do óleo: 76,388 °C;
• Fluxo mássico de combustível: 13.271,2 g / h;
• Temperatura do combustível: 38,4801 °C;
• Temperatura da água do motor: 80,3625 °C;
• Temperatura da água de saída: 103,125 °C;
• Fluxo mássico de ar: 385.838 g / h;
• Temperatura do ar de admissão: 36,7892 °C;
• Pressão atmosférica: 1,01325 atm;
• Temperatura do ar de admissão pós-turbo: 68,9411 °C;
• Pressão no coletor de admissão: 1,26929 BAR.

Objetivo

Determinar os seguintes parâmetros:

• Transferência de calor do motor;
• Trabalho produzido pelo motor;
• Exergia dos gases de escape;
• Exergia destruída;
• Exergia do combustível;
• Irreversibilidades;
• Eficiência de segunda lei;
• Parâmetros operacionais;
• Eficiência do escape.

Equações

1. CaHb + (a + b/4) · (O2 + 3,76 N2) → aCO2 + b/2 H2O + (a + b/4) ⋅ 3,76N2 ⇒ Equação da combustão;
2. λ = (A/F) / (A/F)est ⇒ Relação de equivalência;
3. Mi ⇒ Massa molar (Kg/Kmol);
4. Pb = 2πNT ⇒ Potência de frenagem (medida no dinamômetro);
5. bmep = (Pb ⋅ Nr) / (Vd ⋅ N) ⇒ Pressão média efetiva de frenagem;
6. bsfc = (mf / Pb) ⇒ Consumo médio efetivo de frenagem;
7. ηf = (bfsc ⋅ Qhv)‾¹ ⇒ Eficiência
8. ην = (2 ⋅ mar) / (Pa ⋅ Vd ⋅ N) ⇒ Eficiência
9. P = (ηf ⋅ ην ⋅ ρa ⋅ Vd ⋅ Qhv ⋅ (F/A) ⋅ N) / 2 ⇒ Potência
10. T = (ηf ⋅ ην ⋅ ρa ⋅ Vd ⋅ Qhv ⋅ (F/A) ) / 4π ⇒ Torque
11. (Qcv / ηf) – (Wcv/ηf) = Σn(h° + Δh)prod – Σn(h° + Δh)rea ⇒ Balanço de energia (taxa);
12. š = šf° – R ⋅ ln(yi ⋅ P/Pref) ⇒  Balanço de entropia (base molar);
13. 0 = Σ[(Q/T) / ηf] + šf + [nO2 ⋅ šO2 + šN2 ⋅ 3,76šN2] – [nCO2 ⋅ šCO2 + nH2O ⋅ šH2O + 3,76nN2 ⋅ šN2] + (σcv / ηƒ) ⇒ Balanço de entropia (taxa);
14. (Ed / ηƒ) = T0 ⋅ (σcv / ηƒ) ⇒ Exergia destruída (taxa)
15. μi = hi – Tš ⇒ (base molar)
16. E = Σni ⋅ hi – T0 ⋅ Σ ⋅ š – Σμi ⇒ Balanço de exergia (base molar)

Memorial de cálculo

Cálculo dos parâmetros operacionais

Potência de frenagem – Brake power

Pb = 2 ⋅ π ⋅ 1912 ⋅ 234,984 ⋅ (10^-3)

Pb = 47,04947678 KW

Pressão média efetiva (bmep)

bmep = (Pb ⋅ Nr) / (Vd ⋅ N) ∴ Vd (volume varrido) = 5,8333 l

bmep = 47,04947678 / (5,8333 ⋅ 1912)

bmep = 506,213641 KPa

Consumo específico do combustível (bsfc)

bsfc = (3,68644444 ⋅ 10^-3) / (47,04947678)

bsfc = 0,078352506 g/KJ

Eficiência de conversão

ηf = 1 / (0,078352506 ⋅ 44.500)

ηf = 0,28680525

ηf = 28,68052505 %

Eficiência volumétrica

ηv = (2 ⋅ 0,107177222) / (1,2928 ⋅ 5,8333 ⋅ 1912)

ηv = 0,891969898

ηv = 89,19698987 %

Potência de frenagem em relação a outros parâmetros

P(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A, Vd, N) = (0,286 ⋅ 0,891 ⋅ 1,2928 ⋅ 1912 ⋅ 5,8333 ⋅ 44.500 ⋅ [1/{29,073}]) / 2

P(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A, Vd, N) = 47,04705728 KW

Torque de frenagem em função de outros parâmetros

T(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A) = (0,286 ⋅ 0,891 ⋅ 1,2928 ⋅ 5,8333 ⋅ 44.500 ⋅ [1/{29,073}]) / 4π

T(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A) = 234,984001 Nm

Cálculo da reação de combustão

O primeiro problema desta análise é determinar a quantidade real de reagentes que entram no volume de controle, uma vez que a quantidade de ar admitida pelo MCI diesel é máxima. Entretanto, a telemetria do dinamômetro informava um fluxo mássico de ar de 385.838 g/h e um fluxo mássico de combustível de 13.271,2 g/h. Portanto, a AFreal será dada por:

AFreal = mpontoar / mpontof = 385.838 / 13.271,2 = 29,07333173

Nos cálculos da reação combustão utilizou-se como base, para representar o diesel, o dodecano. Este é uma combustível substituto ao diesel para cálculos termodinâmicos, pois o diesel possui alguns outros componentes em sua composição que não são determinados na sua concepção, dessa forma não é possível determinar com certeza a composição química do diesel real com precisão. O dodecano tem composição de C12H26.

O cálculo das massas molares de cada componente participante da reação estão demonstrados abaixo:

MO2 = 2 ⋅ 15,9994 = 31,9988 Kg/Kmol

MN2 = 2 ⋅ 14,0067 = 28,0134 Kg/Kmol

MCO2 = (1 ⋅ 12,0107) + (2 ⋅ 15,9994) = 44,0095 Kg/Kmol

MH2O = (2 ⋅ 1,00794) + 15,9994 = 18,01528 Kg/Kmol

MC12H26 = (12 ⋅ 12,0107) + (26 ⋅ 1,00794) = 170,33484 Kg/Kmol

A reação de combustão é dada pela equação química abaixo. A seta para a direita separa os reagentes dos produtos. Os reagentes da combustão são o dodecano e o ar atmosférico em condição padrão (25 °C e 1 atm). Os produtos da combustão são compostos por dióxido de carbono (CO2), vapores de água (H2O) e nitrogênio (N2):

C12H26 + 18,5(O2 + 3,76N2) → 12CO2 + 13H2O + 69,56N2

1 + 88,06 → 94,56  (base molar – mol)

170,33 + 2.551,0982 → 2.710,924744 (base mássica – Kg)

Agora, dividiremos cada termo pela massa de combustível, dessa forma obtermos a AFest do dodecano:

1 + 14,9766403 → 15,91526868 (base mássica – Kg/KgC12H26)

A relação AFest é 14,97664063 e juntamente com AFreal é possível determinar a λ:

λ = 29,07333173 / 14,9766403 = 1,941245242

Para iniciar os cálculos termodinâmicos, é necessário as frações molares da reação de combustão real. Para que isso seja obtido é necessário refazer os cálculos da equação da combustão utilizando o λ como fator multiplicador da quantidade de ar admitido. Logo:

C12H26 + 18,5λ(O2 + 3,76N2) → ?CO2 + ?H2O + ?N2

C12H26 + 35,91303618(O2 + 3,76N2) → ?CO2 + ?H2O + ?N2

Entretanto, é preciso refazer os cálculos para descobrir a quantidade de produtos resultantes da combustão real. É interessante notar que, um composto aparece no escape devido a mistura pobre, o oxigênio:

C12H26 + 35,91303618(O2 + 3,76N2) → 12CO2 + 13H2O + 135,03N2 + 17,41O2

1 + 170,9460522 → 177,4460522 (base molar – mol)

As frações molares dos produtos da reação são dados por:

yCO2 = 0,067626181 ⇒ MCO2 = 2,976194677 Kg/Kmol;

yH2O = 0,073261703 ⇒ MH2O = 1,319830093 Kg/Kmol;

yN2 = 0,760980671 ⇒ MN2 = 21,31765593 Kg/Kmol;

yO2 = 0,098131437 ⇒ MO2 = 3,140088226 Kg/Kmol.

Portanto, sabemos a quantidade real de reagentes e produtos da reação de combustão para o motor em teste. Estes valores serão utilizados nos cálculos termodinâmicos a seguir. Embora a telemetria nos indicasse muitas informações, foi necessário fazer um volume de controle próprio para o conjunto turbo-compressor, visto que a temperatura dos gases pós-compressor não é conhecida.

Cálculo dos gases pós-turbo

O gases saem da câmara de combustão a 415,977 °C e 1,35153 BAR e o turbo-compressor possui uma eficiência isentrópica de 0,75. Para início dos cálculos devemos admitir que o turbo é isentrópico. Logo, no ponto 1, entrada da turbina, temos que a entropia dos gases de escape serão:

šCO2 = 249,889144 – {8,314 ⋅ [(ln 0,067626187 ⋅ 1,351253)/1,01325]} = 269,8900148 KJ/Kmol⋅K

šH2O = 218,023858 – {8,314 ⋅ [(ln 0,073261703 ⋅ 1,35153)/1,01325]} = 237,3592537 KJ/Kmol⋅K

šN2 = 216,274715 – {8,314 ⋅ [(ln 0,760980671 ⋅ 1,35153)/1,01325]} = 216,1506121 KJ/Kmol⋅K

šO2 = 230,843006 – {8,314 ⋅ [(ln 0,098131437 ⋅ 1,35153)/1,01325]} = 247,7484708 KJ/Kmol⋅K

A entropia total na entrada do turbo-compressor é dada pelas somas de todos os componentes dos gases de escape:

š1 = 12šCO2 + 13šH2O +135,033016šN2 + 17,41303618šO2

š1 = 3.238,680178 + 3.085,670298 + 29.187,46906 + 4.314,053086

š1 = 39.825,87262 KJ/Kmol⋅K

Neste momento faz-se o mesmo para conseguir os dados de entropia na saída da turbina, porém estes não existem e devemos utilizar a consideração que a turbina é isentrópica:

š2 = Σ(T2,P2) = šf°(T2) – R⋅ln(yi P/Pref) = šf°(T2) – R ⋅ ln yi ∴ š2 =š1

š2 = 12(sf°(CO2) + 2,69375998⋅8,314) + 13(šf°(H2O) + 8,314⋅2,613717276) + 135,033016(šf°(N2) + 8,314⋅0,27314732) + 17,41303618(šf°(O2) + 8,314⋅2,321447505)

š2 = 12sf°(CO2) + 13šf°(H2O) + 135,033016šf°(N2) + 17,41303618šf°(O2) + 268,7510457 + 282,4957906 + 306,6527981 + 336,0805583

š2 = 12sf°(CO2) + 13šf°(H2O) + 135,033016šf°(N2) + 17,41303618šf°(O2) + 1.193,980193 = š1

š2 = 12sf°(CO2) + 13šf°(H2O) + 135,033016šf°(N2) + 17,41303618šf°(O2) + 1.193,980193 = 39.825,87262

12sf°(CO2) + 13šf°(H2O) + 135,033016šf°(N2) + 17,41303618šf°(O2) = 38.631,89243

Os valores para cada composto são descobertos via iterações, ou seja, cada valor da tabela termodinâmica é utilizado até que a soma coincida com o valor do lado direito da equação acima. Assim, descobriu-se que a temperatura isentrópica no ponto 2 (T2s) é 640,0751674 K ou 366,9251674 °C. A partir dessa temperatura, podemos descobrir os valores da entalpia desses gases. Assim, utilizaremos as frações molares (y) de cada composto descobrir a entalpia molar dos mesmos. Para os gases na saída do turbo, temos:

yCO2 ⋅ hCO2 = 0,067626187 ⋅ ( – 378.690,38726) = – 25.609,38726 KJ/Kmol

yH2O ⋅ hH2O = 0,073261703 ⋅ ( – 229.859,2188) = – 16.839,87782 KJ/Kmol

yN2 ⋅ hN2 = 0,760980671 ⋅ 10.105,25502 = 7.689,903746 KJ/Kmol

yO2 ⋅ hO2 = 0,098131437 ⋅ 10.539,48052 = 1034,254369 KJ/Kmol

h2s = – 33.725,10697 KJ/Kmol

Os mesmo é feito para os gases na entrada do turbo:

yCO2 ⋅ hCO2 = 0,067626187 ⋅ ( – 376.295,777) = – 25.447,44858 KJ/Kmol

yH2O ⋅ hH2O = 0,073261703 ⋅ ( – 228.042,301) = – 16.706,76733 KJ/Kmol

yN2 ⋅ hN2 = 0,760980671 ⋅ 11.600,937 = 8.828,088822 KJ/Kmol

yO2 ⋅ hO2 = 0,098131437 ⋅ 12.143,191 = 1.191,628783 KJ/Kmol

h1 = – 32.134,49831 KJ/Kmol

Dessa forma, sabendo que o turbo tem η = 0,75 pode-se descobrir a entropia dos gases para a condição real:

η = (h1 – h2)/(h1 – h2s) = ( – 32.134,49881 – h2) / ( – 32.134,49831 – (-33.725,10697)) = 0,75

h2 = – 33.327,45481 KJ/Kmol

Como é de conhecimento a T1 e a T2s, podemos interpolar para descobrir a temperatura dos gases na saída da turbina para a condição real (T2):

h1 ⇒ T1 → -32.134,49832 KJ / Kmol – 689,127 K

h2s ⇒ T2s → – 33.725,10697 KJ/Kmol – 640,0751674 K

Assim, a T2 será 652,3381254 K ou 379,1881254 °C. Portanto, os gases de escape saem do volume de controle do turbo a 1,01325 BAR e 379,1881254 °C e pode-se aferir que as entalpias e entropias dos gases de escape são:

hco2 = -378.096,4319 KJ/Kmol ∴ s°co2 = 247,2050213 KJ/Kmol⋅K

hH2O = -229.407,4894 KJ/Kmol ∴ s°H2O = 215,987935 KJ/Kmol⋅K

hO2 = 10.938,15814 KJ/Kmol ∴ s°O2 = 229,0485681 KJ/Kmol⋅K

hN2 = 10.471,48129 KJ/Kmol ∴ s°N2 = 214,5978919 KJ/Kmol⋅K

Transferência de calor do motor

Os cálculos acima foram realizados para encontrar as condições de saída dos gases após a turbina, assim podemos realizar a da transferência de calor do motor de acordo com as seguintes condições:

• Reagentes:
  • Ar @ 36,7892 °C e 1,1127 BAR;
  • n-Heptano @ 25 °C e 1,01325 BAR.
• Produtos:
  • Ar @ 379,1881254 °C;
  • 1,01325 BAR.

Qcv  = 47,04947678 + 2,164233955⋅10^5 ⋅ [12(-378.09634319) + 13(-229.407,4894) + 135,033016(10.477,48189) + 17,41303618(10.938,15814) – 350.900 – 35,91303618(346,2368 + 3,76 ⋅ 343,2368)] = -89,91374092 KW

Irreversibilidades

As condições de entrada e saída dos gases também permitem o cálculos das irreversibilidades do motor, em outras palavras, as perdas. Para as seguintes condições:

• Reagentes @ 309,9392 K (36,7892 °C) e 1,01127 BAR (exceto combustível);
• Produtos @ 652,3381254 K e 1,01325 BAR.

Temos seguintes cálculos de entropia de base molar dos reagentes:

sC12H26 = 486,5 – 8,314 ⋅ ln(5,815777608⋅10^-3 ⋅ 1,01325/1,01325) = 529,293661 KJ/Kmol⋅K

sO2 = 206,1711632 – 8,314 ⋅ ln(0,208862231 ⋅ 1,01127/1,01325) = 219,2078182 KJ/Kmol⋅K

sN2 = 192,6321632 – 8,314 ⋅ ln(0,767458291 ⋅ 1,01127/1,01325) = 194,8488231 KJ/Kmol⋅K

Para os produtos, a entropia molar será:

sCO2 = 247,2050213 – 8,314 ⋅ ln(0,067626187 ⋅ 1,01325/1,01325) = 269,6009419 KJ/Kmol⋅K

sH2O = 215,987935 – 8,314 ⋅ ln(0,073261703 ⋅ 1,01325/1,01325) = 237,7183804 KJ/Kmol⋅K

sN2 = 214,5978919 – 8,314 ⋅ ln(0,760980671 ⋅ 1,01325/1,01325) = 216,8688387 KJ/Kmol⋅K

sO2 = 229,0485681 – 8,314 ⋅ ln(0,098131437 ⋅ 1,01325/1,01325) = 248,3491956 KJ/Kmol⋅K

Então, a partir dos dados calculados, podemos fazer o balanço de entropia do motor:

((-89,81374092/309,9392)/2,164233955⋅10^-5) + 529,293661 + [35,91303618 ⋅ (219,2078182) + 135,033016 ⋅ (194,8488231)] – [12 ⋅ (269,6009419) + 13 ⋅ (237,7183804) + 135,033061 ⋅ (216,8688387) + 17,41303618 ⋅ (248,3491956)] + (σcv / ηƒ) = 0

(σcv / ηƒ) = 18.626,12815 KJ/Kmol⋅K

σcv = 0,40311299 KW/K

Exergia no motor

Exergia é máxima capacidade que uma máquina pode oferecer até entrar em equilíbrio com o meio. No caso do motor em questão, podemos calcular a exergia destruída, do combustível e dos produtos da combustão.

Exergia destruída

(Ed / ηƒ) = 298,15 ⋅ 18.626,12815

Ed = 120,1881379 KW

Exergia dos produtos da combustão

μ°f = 12μ°CO2 + 13μ°H2O + 17,41303618μ°O2 – 35,91303618μ°O2

μ°f = -8.519.045,9 KJ/Kmol

Ef = -350.900 – 298,15 ⋅ (486,5) – (-8.519.045,9) = 8.023.095,925 KJ/Kmol

Ef = 47.101,90778 KJ/Kg

Ef = 173,6385662 KW

Exergia dos produtos da combustão

Ep = (Σni ⋅ hi) – T0(Σni ⋅ si) – (Σni ⋅ μi)

• (Σni ⋅ hi) = 12(-378.096,4319) + 13(-229.407,4894) + 135,033016(10.477,48189) + 17,41303618(10.938,15814) = – 5.914.182,022 KJ/Kmol;
• T0(Σni ⋅ si) = 298,15 ⋅ [12(269,6009419) + 13(237,7183804) + 135,033016(216,8688387) + 17,41303618(248,3491956)] = 11.906.476,29 KJ/Kmol;
• (Σni ⋅ μi) = 12(-477.049,40) + 13(-307.536,57) + 135,033016(-57.733,13) + 17,41303618(-65.055,26) = – 18.651.796,61 KJ/Kmol.

Ep = – 5.914.182,022 – 11.906.476,29 – (-18.651.796,51) = 831.138,298 KJ/Kmol

Ep = Ep ⋅ ηƒ = 17,98777726 KW

Eficiências do sistema

Uma vez que todos os parâmetros necessários foram calculadas nos tópicos acima, podemos calcular as eficiências do motor.

Eficiência de 1ª lei da termodinâmica

ε1ª = (Wcv / PCI ⋅ mf) = 47,04947678/164,0467778 = 0,286805242

ε1ª = 28,70 %

ε2ª = (Wcv/Ef) = 47,04947678 / 173,6385662 = 0,270962135

ε2ª = 27,10 %

Eficiência dos gases de escapamento

εesc = Ep/Ef = 17,98777726 / 173,6385662 = 0,103593214

εesc = 10,40 %

Eficiência das irreversibilidades

εd = (Ed/Ef) = 120,1881379/173,638662 = 0,692174213

εd = 69,20 %

Conclusão

Com estes cálculos fica demonstrado que, apenas uma pequena parte da energia liberada durante o processo de combustão é realmente aproveitada como trabalho útil. Para que fique clara a magnitude dos números, a energia perdida por transferência de calor é cerca de 90 KW, enquanto que o motor desenvolve apenas 47 KW. Traduzindo para valores em CV (cavalo-vapor), o motor deixa escapar cerca de 121 cv apenas com calor, produzindo um trabalho de 63 cv.

Essa transferência de calor contabiliza as iterações entre o óleo lubrificante e as paredes do cilindro, troca térmicas no radiador e a transferência de calor dos próprios bloco, cabeçote e demais componentes do motor com o meio.

Como todo MCI a pistões alternativos,  sua eficiência não ultrapasse os 30%, o que de certa forma está um pouco abaixo do esperado, visto que é um motor excepcionalmente utilizado para fins didáticos em bancada dinamométrica. Podemos então, entender que os valores de ε1ª = 28,70% e ε2ª = 27,10% se devem ao fato de ser um pesado e de baixa velocidade angular MCI do tipo CI para uso agrícola ou de aplicações estacionárias.

Outro dado que chama bastante atenção são os quase 25 cv (17,980 KW) perdidos nos dutos de escapamento devido ao seu aquecimento excessivo. Mesmo com bmep razoável para um propulsor do tipo CI, 506 KPa, e com expansão desses gases em uma turbina de satisfatórios η = 0,75, os gases de escape saem do volume de controle a elevados 379,20 °C. Essa temperatura acaba sendo prejudicial para o motor, pois até mesmo o fator radiação passa a ser significativo. Não atoa, o ar de admissão pós-compressor adentra na câmara de combustão acerca de 68 °C, muito provavelmente influenciado pela alta temperatura do coletor de escape. Lembrando que esse motor tem cabeçote de contrafluxo.

Este motor sofre do próprio peso de seus componentes internos, o que pode justificar o alto valor de eficiência das irreversibilidades, pois estas consomem em torno de 163 cv. Somando isso a alta temperatura do ar de admissão e dos gases de escape pós-turbina, então temos um motor que renderia muito mais se fosse dotado de um intercooler e um coletor de escape mais bem elaborado. Este último, apenas seria possível se o cabeçote fosse do tipo fluxo cruzado, onde os coletores de admissão e de escape estão em lados opostos do cabeçote.

Lista do dados operacionais

• Pb = 47,10 KW;
• bmep = 506,21 KW;
• bfsc = 0,078 g/KJ;
• ηf = 28,68%;
• ηv = 89,20%;
• P(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A, Vd, N) = 47,05 KW;
• T(ηf, ηv, ρa, Qhv, F/A) = 234,98 Nm.

Lista dos dados termodinâmicos

• Qcv = – 89,81 KW;
• Wcv = 47,05 KW;
• Ep = 18,0 KW;
• Ef = 173,64 KW;
• σcv = 0,40 KW/K;
• ε1ª = 28,70 %;
• ε2ª = 27,10 %;
• εesc = 10,40 %;
• εd = 69,20 %.

Referências

• B. HEYWOOD, John, Internal Combustion Engine Fundamentals, United States of America, McGraw-Hill, 1988. 930p;
• J. MORAN, Michael, N. SHAPIRO, Howard, D. BOETTNER, B. BAILEY, MARGARET, Princípios da Termodinâmica para Engenharia, Rio de Janeiro – Brasil, LTC – Livros Técnicos e Científicos Editora Ltda, 2013. 814P.

Agradecimentos

• Universidade federal do Ceará;
• LMCI – Laboratório de motores de combustão interna da Universidade Federal do Ceará;
• Professor André Valente Bueno.