094 Completo

PONTIFÍCIA UNIVERSIDADE CATÓLICA DE MINAS GERAIS Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica

Análise de escoamento dinâmico em coletores de admissão de motores de combustão interna

com variador de fase

LEONARDO DA MATA GUIMARÃES

BELO HORIZONTE

2008

iv

Leonardo da Mata Guimarães

“Análise de escoamento dinâmico em coletores de admissão de motores de combustão interna

com variador de fase”

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

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

.

Belo Horizonte 2008.

v

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

Guimarães, Leonardo da Mata G963a Análise de escoamento dinâmico em coletores de admissão de

motores de combustão interna com variador de fase / Leonardo da Mata Guimarães. Belo Horizonte, 2008.

147f. : Il. Orientador: Sérgio de Morais Hanriot Dissertação (Mestrado) - Pontifícia Universidade Católica de

Minas Gerais. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica.

1. Motores de combustão interna. 2. Escoamento. 3. Válvulas. 4. Tempo – Variação. 5. Pressão. 6. Dínamos. I. Hanriot, Sérgio de Morais. II. Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.

CDU: 621.43

Leonardo da Mata Guimarães

Análise de Escoamento Dinâmico em Coletores de Admissão de Motores

de Combustão Interna com Variador de Fase

Dissertação de Mestrado submetida à banca examinadora designada pelo Colegiado do

Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Pontifícia Universidade

Católica de Minas Gerais como parte dos requisitos necessários à obtenção do grau de

Mestre em Engenharia Mecânica.

Belo Horizonte, 15 de dezembro de 2008

vii

Esta dissertação é dedicada ao meu pai, Joubert Gilson Guimarães, à minha mãe Maria Lúcia da Mata Guimarães, devido ao grande apoio e carinho que me deram para a realização desse trabalho; aos meus dois irmãos: Marcus e Alexandre, pois são exemplos de perseverança e amizade para as horas mais difíceis e à minha namorada Ana Carolina pela compreensão, determinação e carinho. Ao Sérgio Hanriot pela dedicação e amizade. A todos os meus familiares e amigos e a Deus por me dar forças e saúde em todos os momentos da minha vida. Sem a compreensão e o apoio de todos não seria possível a sua realização.

viii

AGRADECIMENTOS

Muitos foram os que contribuíram para que essa dissertação chegasse ao seu final,

assinalando meu reconhecimento especial:

ao orientador prof. Dr. Sérgio de Morais Hanriot;

ao Prof. José Ricardo Sodré, Ph.D.;

ao Eduardo Figueiredo por auxiliar-me nesse desafio;

aos amigos da FPT;

ao amigo Leonardo Vinícius Pereira Mendes, pois estamos caminhando nessa

jornada há tanto tempo;

ao Messias Ferreira, pelo auxílio e colaboração ao experimento;

ao Wesley Lino e Walison Sabarence, pela ajuda na instrumentação;

ao pessoal técnico operacional do dinamômetro;

à PUC Minas, instituição responsável pelo programa de pós –graduação;

à FPT, pela disponibilidade e compreensão.

A todos que me ajudaram indiretamente, meus sinceros agradecimentos.

ix

RESUMO

Os movimentos alternativos das válvulas e dos pistões produzem ondas de

pressão através do conduto de admissão de motor combustão interna. Tais

ondas podem adequadamente aumentar a quantidade de massa de ar nos

cilindros do motor. Investigações prévias demonstraram que melhorias no

desempenho dos motores podem ser obtidas com o emprego de sistemas

variáveis do comando de válvulas (VVT). Neste trabalho algumas estratégias

de válvulas variáveis foram estudadas visando a melhoria no torque e na

potência. As características de desempenho como eficiência do ciclo, consumo

específico e potência do motor foram medidas. O objetivo deste trabalho foi a

identificação dos benefícios e os potenciais que poderiam ser obtidos em

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

através de uma comparação entre um sistema VVT defasado em 00, 250 e 500.

Os resultados mostraram que as defasagens angulares das válvulas afetaram

o desempenho do motor.

PALAVRAS CHAVE: Variação do tempo da válvula, Escoamento pulsante,

Ondas de pressão, Dinamômetro.

x

ABSTRACT

The alternative movements of the piston and the intake valves produce

pressure waves that propagate throughout the intake conduit. Such waves can

adequately increase the intake air mass charge to the engine cylinders.

Previous investigations have demonstrated that improvements in gasoline

engine performance can be accomplished if the valve timing is variable (VVT).

In this work valve timing strategies for maximizing engine torque and engine

power were studied. Performance characteristics such as the cycle efficiency,

specific consumption and engine power were measured. The goal of this work

was to identify and quantify the potential benefit that can be obtained in terms of

overall engine efficiency by adopting variable valve timing. This was done by

making a comparison between the performances obtained from the VVT with

0o, 25o and 50o valve timing shift. The results showed that the valves timing

degrees affect the engine performance.

KEYWORDS: Variable Valve Time, Pulsant Flow, Pressure Wave,

Dynamometer.

xi

LISTA DE FIGURAS

Figura 2.1 – Coletor de aspiração.................................................................. 24

Figura 2.2 – Onda de pressão em função da posição................................... 26

Figura 2.3 - Pressão na admissão x ângulo de movimento do pistão............ 27

Figura 2.4 - Esquema de um pulso de pressão inicial e refletido................... 28

Figura 2.5 - Variação da pressão em função do ciclo.................................... 30

Figura 2.6- Efeito do atraso do fechamento da válvula de admissão em

altas velocidades............................................................................................ 31

Figura 2.7- Efeito da sobreposição em alta velocidade................................. 33

Figura 2.8 – Diagrama PV com aplicação CVVT........................................... 40

Figura 2.9 – Variação nos tempos da válvula de admissão...........................41

Figura 2.10 – Variação nos tempos da válvula de exaustão ........................ 43

Figura 2.11 – Polia Variável........................................................................... 44

xii

Figura 2.12 – Honda VTEC com múltiplos cames ........................................ 45

Figura 2.13 – Conjunto de peças no comando de válvulas........................... 46

Figura 2.14 – Variocam – Porsche 911.......................................................... 47

Figura 2.15 – VANOS – BMW 316ti .............................................................. 47

Figura 3.1 – Variação da eficiência volumétrica, vη , com index de Mach, Z. 50

Figura 3.2 – Variação da eficiência volumétrica, vη com o número de Mach

na admissão,M............................................................................................... 51

Figura 3.3 – Variação da Eficiência Volumétrica............................................ 52

Figura 3.4 – Ressonador de Helmholtz.......................................................... 53

Figura 3.5 – Métodos de simulação do ressonador de Helmholtz: (a)

massa-mola; (b) modelo massa distribuída-mola; (c) massa distribuída –

modelo da mola distribuída............................................................................ 55

Figura 3.6 – Efeito de dθ e Tθ na onda de pressão..................................... 56

Figura 3.7 – Diâmetro da seção reta do conduto de admissão..................... 60

Figura 3.8 – Comprimentos do conduto de admissão.................................... 60

xiii

Figura 3.9 – Rendimento volumétrico com tubo de aspiração com secção

transversal constante x rotação..................................................................... 61

Figura 3.10 – Sistema com os quatros dutos primários, uma câmara

intermediária e um duto secundário............................................................... 64

Figura 4.1 – Banco Dinamométrico................................................................ 69

Figura 4.2 – Dinamômetro............................................................................. 70

Figura 4.3 – Figura detalhada do dinamômetro............................................. 71

Figura 4.4 – Balança de combustível............................................................. 73

Figura 4.5 – Sistema de aquisição de dados................................................. 74

Figura 4.6 – Transdutor piezoresistivo ....................................................... 75

Figura 4.7 – Eixo comando de Válvulas com sistema CVVT......................... 76

Figura 5.1 – Motor Acoplado ao dinamômetro............................................... 81

Figura 5.2 – Sensor de Fase de eixo comando............................................. 82

Figura 5.3 - Coletor adaptado com os transdutores de pressão ( a ) – Vista

de frente e de lado ( b ).................................................................................. 83

xiv

Figura 5.4 – Vista de frente do coletor de aspiração utilizado....................... 83

Figura 5.5 – Filtro de ar instrumentado......................................................... 84

Figura 5.6 – Variador de fase hidráulico “Vane type”.................................... 84

Figura 5.7 – Polia de distribuição................................................................... 85

Figura 5.8 – Válvula de controle do fluxo de óleo.......................................... 86

Figura 5.9 – Diagrama de válvula com 00..................................................... 87

Figura 5.10 – Diagrama de válvulas atrasado de 500 .................................. 88

Figura 5.11 – Esquema representando o sistema......................................... 89

Figura 5.12 – Diagrama de válvula do motor posição 00 .............................. 90

Figura 5.13 – Diagrama de válvulas atrasado em 250 ................................. 90

Figura 5.14 – Diagrama de válvulas atrasado em 500 .................................. 91

Figura 5.15 – Desenho da interação do coletor de admissão com o

cabeçote do motor.......................................................................................... 92

xv

Figura 5.16– Desenho do diâmetro médio em secções eqüidistantes ao

longo do duto.................................................................................................. 93

Figura 5.17 – Desenho da tubulação de aspiração........................................ 93

Figura 6.1 – Vazão para as três posições do VVT em função da rotação do

eixo virabrequim para pressão no coletor de 900mbar................................. 96


eixo virabrequim para pressão no coletor de 700mbar.................................. 97





Figura 6.5 – Variação da potência para as três posições do VVT em

função do rotação do eixo virabrequim para pressão no coletor de

900mbar......................................................................................................... 101


função da rotação do eixo virabrequim para pressão no coletor de

700mbar......................................................................................................... 102



500mbar......................................................................................................... 103



300mbar......................................................................................................... 104

xvi

Figura 6.9 – Variação da potência para rotação de 3000 rpm para as três

posições do VVT em função da pressão no coletor de admissão................. 105

Figura 6.10 – Variação do Consumo Específico para rotação de 3000 rpm

para as três posições do VVT em função da pressão no coletor de

admissão........................................................................................................ 106

Figura 6.11 – Variação da potência para rotação de 6000 rpm para as três

posições do VVT em função da pressão no coletor de admissão................. 108

Figura 6.12 – Variação do consumo específico para rotação de 6000 rpm

para as três posições do VVT em função da pressão no coletor de

admissão........................................................................................................ 108

Figura 6.13 – Análise espectral para rotação de 6000 rpm do cilindro 1

para a posição do VVT de 500 e pressão de 900mbar................................. 110

Figura 6.14 – Gráfico da pressão no ângulo para rotação de 6000 rpm

para a posição do VVT de 500 e pressão de 400mbar.................................. 111

Figura 6.15 – Análise espectral para rotação de 3000 rpm do cilindro 1

para a posição do VVT de 500 e pressão de 900mbar.................................. 112

Figura 6.16 – Ondas de pressão para rotação de 3000 rpm do cilindro 4 e

pressão de 900mbar para VVT de 00, 250, 500.............................................. 112





xvii

LISTA DE TABELA

Tabela 5.1 – Incertezas calculadas............................................... 94

xviii

NOMENCLATURA

A – Área da seção reta do conduto (m2)

A1 – Área da seção transversal do tubo primário (m2)

A2 – Área da seção transversal do tubo secundário (m2)

a – Velocidade do som (m/s)

AA – Abertura da válvula de admissão

AF – Fechamento da válvula de admissão

Ab – Área de passagem do escoamento através da válvula borboleta (m2)

Ac – Área de cortina (m2)

Am – Área mínima (m2)

AR – Área de referência (m2)

C – Capacidade do motor (litros)

CF4 – Fator de correção de potência indicada (adimensional)

CVVT – Contínuo Variador do tempo da Válvula

D – Diâmetro do conduto (m)

Ec – Energia cinética do ar no conduto (J)

EVC – Fechamento da válvula de descarga

EVO – Abertura da válvula de descarga

F – Área de seção transversal (m2)

Fc – Área do cilindro ( m2)

−

Fi – Área média de escoamento através da válvula de admissão (m2)

F – Força (N)

f – Freqüência (Hz)

ICE – Motor de ignição por centelha elétrica

IVC – Fechamento da válvula de aspiração

IPME – Pressão média efetiva indicada ( Bar )

IP – potência corrigida para as condições ambientes requeridas (kW)

IPm – potência indicada nas condições de atmosfera padrão (kW)

IVO – Abertura da válvula de aspiração

k – Número de onda (adimensional)

Ki – Fator de efeitos de inércia (adimensional)

xix

K – Fator de tempo para o motor 1 para motor de 2 (dois) tempos e 2 para

motor de 4 (quatro) tempos.

L – Comprimento do tubo de admissão (m)

lp – Comprimento do pescoço do ressonador (m)

L1 – Comprimento dos tubos primários (m)

L2 – Comprimento do tubo secundário (m)

Γ - Massa de ar fresca retida / massa disponível (adimensional )

m& i – Vazão mássica de ar através das válvulas (kg/s)

m& c – Vazão mássica através de cada cilindro (kg/s)

MCI – Motor de combustão Interna

N – Rotação do motor (eixo virabrequim) (rotação/min)

n – Rotação do eixo de comando de válvulas (rotação /min)

sη – Massa de ar fresca retida / massa retida (adimensional)

P – Pressão (mbar)

P0 – Presão incidente (mbar)

p – Pressão interna no coletor (mbar)

pa – pressão acústica incidente (mbar)

Ps – pressão parcial de vapor em ar saturado(mbar)

Pb – pressão barométrica (mBar)

Pv – pressão parcial de vapor d’água (mBar)

PMS – Ponto morto superior

PMI – Ponto morto inferior

pi – Pressão na porta da válvula de admissão (Pa)

Pc – pressão no interior do cilindro (Pa)

pme – pressão média efetiva (Pa)

po – Pressão de estagnação (antes da válvula de admissão) (Pa)

pT – Pressão no cilindro (Pa)

q – Fator de ajuste (adimensional)

Qmax – Máxima vazão volumétrica (litros/s);

R – Constante específica do gás

Rs – Massa de ar fresco disponível / massa ideal (adimensional)

Sp – Área da secção transversal do tubo (m2)

S – Área da secção reta do tubo (m2)

t – tempo (s)

xx

T – Temperatura (K)

TBS – Temperatura de bulbo seco (K)

TBU – Temperatura de bulbo úmido (K)

u – Velocidade (m/s)

V – Volume da câmara intermediária (m3)

V0 – Volume da câmara intermediária (m3)

Vc – Volume médio do cilindro (m3)

Vd – Volume deslocado pelo pistão (m3)

VTEC – Variador do tempo da válvula e controle do lift eletrônico.

VVC – Controle do variador de válvula.

VVT-i – Variador do tempo da válvula – inteligente

Z1 – Número de tubos primários

Z2 – Número de tubos secundários

w – Freqüência natural do coletor de aspiração (rad/s)

w – Freqüência angular (rad/s)

xxi

SÍMBOLOS GREGOS

ioic αα − - Tempo de abertura da válvula de admissão (s)

ρ – Massa específica do fluido (kg/m3)

ρo – Massa específica do fluido nas condições padrão (kg/m3)

ρi – massa específica do no coletor de admissão (kg/m3)

λ – comprimento de onda (m)

λ – Fator lambda (adimensional)

γ – Razão entre os calores específicos ( cp / cv)

ηV – Rendimento volumétrico

β – Ângulo de assento da válvula (rad)

dθ – Duração do pulso de sucção (graus)

θ – Deslocamento angular do pistão (rad)

Φ – Fator de mistura ar-combustível (adimensional)

π – 3,14159227

xxii

SUMÁRIO

1 – INTRODUÇÃO E OBJETIVOS................................................................ 20

1.2 – Objetivos ............................................................................................. 21

1.2.1 – Objetivo Geral........................................................................... 21

1.2.2 – Objetivos Específicos.............................................................. 21

1.3 – Escopo da Dissertação ...................................................................... 22

2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA.................................................................... 23

2.1 – Válvula de Admissão e Descarga ..................................................... 30

2.2 – Válvulas Controláveis......................................................................... 34

2.3 – Flexibilidade no Acionamento das Válvulas.................................. 35

2.4 – Variação dos tempos das Válvulas ................................................. 40

2.5 – Tecnologia Existente.......................................................................... 44

3–FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA............................................................... 48

3.1 – Ressonador.......................................................................................... 52

3.2 – Pulsação do Gás................................................................................. 55

3.2.1 – Medição de Escoamento Pulsante......................................... 58

3.3 – Sistema de Admissão......................................................................... 59

3.4 – Correção de Potência por Condições Atmosféricas....................... 65

4 – APARATO EXPERIMENTAL.................................................................. 68

4.1 –Teste Dinamométrico........................................................................... 68

4.1.1 – Banco dinamométrico............................................................. 69

4.1.2– Dinamômetro............................................................................. 70

4.1.3– Dinamômetro de Bancada........................................................ 72

4.2 – Medidor de Vazão de combustível..................................................... 72

4.3 – Medidor de temperatura de ar............................................................ 73

4.4 – Sistema de aquisição de dados......................................................... 74

4.5 – Sensor de pressão ............................................................................. 74

4.6 – Motor utilizado no experimento......................................................... 75

xxiii

5 – METODOLOGIA EXPERIMENTAL......................................................... 80

5.1 – Experimentos....................................................................................... 80

5.2 – Montagem do Sistema........................................................................ 81

5.3 – Instrumentação do motor................................................................... 82

5.3.1 – Instrumentação do Coletor..................................................... 82

5.3.2 – Sistema de defasagem das válvulas...................................... 84

5.4 – Defasagem das Válvulas ................................................................... 86

5.5 – Teste Experimental de Defasagem no Banco dinamométrico........ 88

5.6 – Cálculo da Freqüência........................................................................ 91

6 – RESULTADOS E DISCUSSÕES............................................................. 95

6.1 – Comparação da vazão para as posições do VVT............................. 95

6.2 – Comparação da Potência para as posições do VVT........................ 99

6.3 – Análise de Torque, Potência e Consumo Específico em função

da variação do ângulo de VVT.................................................................... 104

6.4 – Análise Espectral das Ondas de Pressão......................................... 109

7 – CONCLUSÃO.......................................................................................... 115

7.1 – Sugestões para trabalhos futuros..................................................... 116

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS.............................................................. 117

APÊNDICE A................................................................................................. 125

APÊNDICE B................................................................................................. 132

APÊNDICE C................................................................................................. 134

APÊNDICE D................................................................................................ 139

20

1. INTRODUÇÃO E OBJETIVOS

Os motores de combustão interna (MCI) têm sido objeto de profundos

aperfeiçoamentos devido à demanda cada vez maior por motores mais

econômicos, mais potentes e menos poluentes, especialmente no caso de

motores de uso automotivo.

Atualmente, os motores são raramente usados em plena carga; sendo

assim, eles devem ser projetados para controlar situações eventuais, tais como

a ultrapassagem de outros veículos ou em percursos íngremes. Esta "reserva

de potência" representa custo em termos de investimento inicial, manutenção e

consumo de combustível. Poucos veículos disponíveis hoje no mercado são

equipados com algum tipo de acionamento mecânico que permita certa

flexibilidade no tempo de abertura e fechamento das válvulas. Contudo,

nenhum dos mecanismos produz o completo ajuste independente de

sincronização de abertura e fechamento (Fontana, 2006).

Os motores de combustão interna atualmente são projetados com eixo de

comando que apresenta valores fixos para o curso da válvula, para os tempos

de abertura e duração dos eventos das válvulas. Estes eventos fixos

representam um compromisso entre requisitos conflitantes em diferentes

condições operacionais, comprometendo o desempenho ou a economia de

combustível.

A necessidade de redução das emissões, e uma conseqüente redução do

consumo de combustível para atender as demandas de proteção à saúde

pública nos conglomerados urbanos, implicam no desenvolvimento de

tecnologias quanto ao projeto de motores e sistemas de controle de emissões,

equiparando-os aos procedimentos internacionais. Nesse sentido os

fabricantes de veículos automotores rodoviários começaram a discutir em 2002

a segunda etapa do Programa de emissões – (PROCONVE), visando instituir

limites de emissões mais restritos para os veículos no período 2004-2012.

Devido a esses limites mais restritos, identificou-se a necessidade de um

estudo com relação ao desempenho e consumo desses motores. Atualmente,

estão sendo propostas diversas alternativas de melhorias passando por turbo –

compressores, sobre alimentadores, injeção direta de combustível e variadores

21

de fase os quais vêm sendo utilizados em larga escala em motores de alta

cilindrada com o intuito de reduzir o consumo e aumentar a potência.

Recentemente, as montadoras de automóveis verificaram a viabilidade da

utilização de variadores de fase em motores de baixa cilindrada, visando

redução de emissões e consumo de combustível. A aplicação dessa

tecnologia, ainda recente, e a escassa fonte de literatura sobre o referido tema,

induziram à realização do presente estudo. Este trabalho trata do estudo de um

motor de combustão interna equipado com um variador contínuo de fase no

eixo comando, visando conhecer em maior profundidade essa tecnologia e os

fenômenos oriundos da alteração do tempo de fechamento das válvulas de

admissão e descarga e os recorrentes ganhos dessas variações.

1.2. Objetivos

1.2.1. Objetivo Geral

O presente trabalho tem como objetivo geral o estudo de um motor

equipado com um variador de fase contínua do comando de válvulas (CVVT).

Esse sistema permite alterar o ângulo de abertura das válvulas de admissão e

de descarga em relação ao eixo virabrequim.

1.2.2. Objetivos Específicos

• Estudar experimentalmente os efeitos de um variador contínuo de fase

em um motor de combustão interna alternativo, analisando sua

influência na potência, torque e consumo específico em três posições

angulares diferentes do eixo comando.

22

• Estudar o comportamento da pressão no escoamento transiente,

ocasionado pelo movimento das válvulas de admissão em vários

regimes de rotação do motor e em três posições do variador de fase.

• Determinar experimentalmente os fenômenos de oscilação de pressão

nos condutos de admissão do motor de combustão interna equipado

com o sistema de comando de válvulas com tempo variável.

1.3. Escopo da Dissertação

O presente trabalho é dividido nos seguintes capítulos: capítulo 1, onde é

apresentada a introdução e os objetivos. No capítulo 2 é apresentada uma

revisão bibliográfica sobre os motores de combustão interna. Inicialmente é

feita uma revisão do estado da arte dos motores de combustão interna. Em

seguida, uma análise da dinâmica do processo de admissão e trabalhos de

pesquisadores e fabricantes automotivos sobre modelos que analisam a

variação do fluxo de ar no conduto de admissão, demonstrando as principais

vantagens que o sistema pode proporcionar e, posteriormente, uma pesquisa

sobre motores equipados com variadores de fase e os sistemas utilizados.

O capítulo 3 trata da metodologia experimental adotada para a obtenção

dos resultados deste trabalho: a configuração dos experimentos que foram

realizados em cada etapa, o procedimento, e as normas para a realização

desse estudo. O Capítulo 4 apresenta todo o aparato experimental utilizado

para a realização dos testes. No capítulo 5 é apresentada a metodologia

experimental dos testes realizados no dinamômetro. No capítulo 6 são

discutidos os resultados obtidos e feitas comparações com dados encontrados

na literatura. O capítulo 7 apresenta as conclusões do trabalho, identificando as

variáveis mais representativas nos processos de admissão com ênfase aos

ganhos obtidos. Apresenta também sugestões para trabalhos futuros, com

outras possibilidades para pesquisas com a utilização do mesmo aparato

experimental, obtendo-se assim novas informações para o conhecimento dos

temas tratados ao longo do trabalho.

23

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

Neste capítulo é realizada uma revisão dos conceitos básicos objetivando

facilitar o entendimento do assunto estudado. Apresentam-se os principais

conceitos, resultados e conclusões encontrados na literatura sobre motores de

combustão interna com sistema de variação de fase contínuo, no que se refere

aos fenômenos pulsantes e inerciais que ocorrem no conduto de admissão.

Outras observações e conclusões encontradas na literatura serão citadas ainda

nesse capítulo e servirão de orientação para a elaboração desse trabalho.

A indústria automotiva se preocupa cada dia mais com a construção do

sistema de aspiração, uma vez que tais sistemas afetam o desempenho dos

motores. Os sistemas de aspiração podem ser ajustados para melhorar a carga

do motor em determinadas rotações e os mesmos terem seu comprimento

alterado visando um ganho de potência.

O desempenho dos motores de combustão interna está ligado diretamente

ao coletor de aspiração e de descarga. Se a razão ar / combustível é mantida

constante, a energia potencial disponível no processo de combustão, que é

evidenciada como pressão média efetiva indicada (IPME), está relacionada à

quantidade de ar que entra no cilindro. A maioria dos motores utilizados na

indústria automotiva são naturalmente aspirados e operam em quatro ciclos.

Esses ciclos permitem ao motor bombear ar para o seu interior e podem afetar

diretamente o projeto dos coletores de admissão e descarga. Em contra-

partida, para alcançar uma alta potência específica, alguns motores possuem

sistemas de admissão com suplementação de pressão de ar acima da pressão

ambiente através de turbo compressores. Motores podem ser utilizados em

várias aplicações, por exemplo, um motor de combustão interna 2 Litros

naturalmente aspirado pode ser utilizado em carros executivos, utilitários,

sports e veículos fora de estrada (off-road). Cada uma dessas aplicações

requer diferentes características do motor e diferentes projetos do sistema de

aspiração e descarga. A necessidade de baixos níveis de ruído e emissões de

poluentes aumenta a importância dos projetos dos coletores de aspiração e

descarga. Uma grande parte do ruído gerado pelo veículo é transmitido através

das ondas de pressão que se propagam no sistema de aspiração e de

24

descarga. A geometria dos coletores tem um efeito importânte na freqüência e

na amplitude das ondas. Os componentes dos coletores são freqüentemente

desenvolvidos para atenuar a amplitude das ondas de pressão para agirem em

determinadas freqüências específicas. O desafio é obter o espectro de

freqüência de ruído sem produzir efeitos contrários no gerenciamento das

ondas de pressão que afetem a performance do motor.

Mantendo-se constante a razão ar/combustível, qualquer acréscimo na

eficiência volumétrica irá aumentar a pressão média efetiva (PME) e assim o

torque gerado. O mecanismo básico de ajuste da dinâmica natural do sistema

de admissão aumenta a pressão na válvula de admissão próximo ao ponto

morto inferior (PMI) do ciclo de aspiração, alcançando cargas elevadas. A

mecânica do ajuste dos coletores de aspiração é promover a maior pressão

próximo ao fechamento da válvula de aspiração para que a massa de ar que

entra dentro do cilindro seja aumentada a uma dada rotação do motor. Em

particular é vital que a alta pressão seja mantida na válvula de admissão no

período entre o PMI do ciclo de admissão e um ponto depois do fechamento

da válvula de admissão ( Ohata e Ishida, 1982 ). A Fig. 2.1 apresenta um

esquema de um sistema de aspiração com os seus principais componentes.

Figura 2.1- Coletor de aspiração (Winterbone, 1999)

25

Taylor et al.(1955), Matsumoto e Ohata, (1986), Isomura et al.(1987),

Mikulic et al.,(1990), Pearson e Winterbone (1989) mostram que o ajuste do

coletor de aspiração é mais facilmente descrito com referência para um motor

conectado com tubos de admissão de área de seção transversal uniforme.

Após a abertura da válvula de admissão, a descida do pistão durante o ciclo de

admissão reduz a pressão no cilindro e causa ondas de rarefação que se

propagam dentro do tubo de aspiração. Essas ondas de rarefação viajam para

o final do tubo de admissão onde são refletidas como ondas de compressão.

Esse simples mecanismo, entretanto, não explica completamente o formato da

curva da eficiência volumétrica. Fenômenos distintos são responsáveis pelo

formato principal da curva de eficiência volumétrica de um motor de quatro

ciclos com um coletor de aspiração simples, como é mostrado por Taylor et al.,

1955, Thompson e Engelmanm (1963), Brome e Yagi et al.(1965). Broome

(1969 ) e Winterborne (1990) dão uma boa descrição do fenômeno que ocorre

no processo de aumento da eficiência volumétrica através dos pulsos de

pressão. Hanriot (2000) mostra que quando a válvula de admissão está aberta

a sincronização ocorre quando a velocidade do motor é tal que haja uma

combinação entre a freqüência natural do sistema do tubos do coletor de

aspiração com a do cilindro.

Morse et al. (1938) foram um dos primeiros a mostrar a influência dos

efeitos da produção de pulsos de pressão nos condutos de admissão

ocasionados pelo movimento alternativo das válvulas de admissão. O

aproveitamento de tais flutuações de pressão pode ser usado para o aumento

do rendimento volumétrico dos motores. As grandes variações de volume no

cilindro devido ao movimento do pistão produzem perturbações que, durante a

abertura e fechamento das válvulas de admissão e descarga, propagam-se

como ondas de rarefação e compressão ao longo do conduto.

Ocorrendo o movimento da válvula, cria-se uma compressão na camada

vizinha à válvula, que fica com a pressão ligeiramente maior que a seguinte,

expandindo-se contra a mesma. A camada vizinha, então, ficará mais

comprimida que a adjacente, comprimindo-a, e assim por diante. Este processo

de compressões e expansões sucessivas leva um tempo finito, e, portanto, a

“mensagem” da aplicação de uma perturbação de pressão (onda de pressão)

propaga-se com uma velocidade finita denominada “velocidade de propagação

26

da perturbação da pressão”, igual à velocidade do som, conforme mostrada na

Fig. 2.2.

Velocidade da onda

Onda de expansãoOnda de compressão

Pre

ssão

(p

)

Posição (x)

Figura 2.2 - Onda de pressão em função da posição (Heisler, 1995)

A resposta dinâmica do gás contido no conduto de admissão à excitação

periódica produzida pelo conjunto pistão-válvula e o correto aproveitamento

desses fenômenos transientes foram estudados por uma série de autores

(Winterbone et al., 1989; Gindele et al., 1997; Ohata e Ishida, 1982). A

descrição física dos fenômenos transientes de pressão é bem explicada por

Benajes et al.(1997). Segundo esses autores, os fenômenos oscilatórios de

pressão podem ser considerados supondo inicialmente que não ocorra a

reflexão dos pulsos de pressão em direção ao cilindro. Conceitualmente, um

conduto reto infinito de admissão satisfaz esta condição. Neste caso ideal, as

perturbações de pressão dependem unicamente do movimento do conjunto

pistão-válvula.

O movimento do pistão de PMS em direção a PMI produz uma redução da

pressão no interior do cilindro, em relação ao nível de pressão no conduto de

admissão. Esta perturbação de pressão viaja do cilindro pelo sistema de

admissão, em direção à atmosfera. Se esta evolução na perturbação da

pressão fosse monitorada, o resultado seria similar àquele mostrado pela Fig.

2.3 (Benajes et al., 1997).

27

Figura 2.3 - Pressão na admissão x ângulo de movimento do pistão (Heisler, 1995)

No caso de um conduto de admissão com dimensões reais, o pulso de

rarefação originado no cilindro encontra algum ponto no conduto onde é

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

de particular interesse para o projeto da geometria dos condutos de admissão.

Dentre outros pontos, as extremidades do conduto, junções e eventualmente

câmaras intermediárias são exemplos típicos de locais de reflexão da onda.

Nessas situações, a forma do pulso de pressão e seu desenvolvimento ao

longo do conduto de admissão são bem mais complexos que os apresentados

na Fig. 2.3. Observa-se que pulsos de pressão refletidos são superpostos a

pulsos de pressão incidentes (Hanriot, 2001).

Payri et al. (1995) mostraram que a pressão no conduto pode ser

decomposta em dois componentes: o pulso primitivo e o refletido. Seguindo

este modelo, a Fig. 2.4 mostra o esquema da evolução do pulso de pressão

originado na porta da válvula em um caso simples de um motor mono-cilindro

com um tubo de admissão. O pulso de pressão original (onda de rarefação)

produzido pelo conjunto pistão-válvula e o pulso refletido estão presentes

simultaneamente na porta da válvula, e sua composição dá origem a um sobre-

pulso de pressão (over-pressure pulse) durante o fechamento da válvula de

admissão.

28

Figura 2.4 - Esquema de um pulso de pressão inicial e refletido (Heisler, 1995 )

O pulso de rarefação original mostrado na Fig. 2.3 ainda é uma

simplificação do pulso real, pois se considera que sua duração é de 180o do

ângulo do eixo de manivela, iniciando no PMS. Uma suposição adicional,

empregada por Benajes et al. (1997), é que a composição do pulso de pressão

é linear. Além disso, se a propagação do pulso é considerada sem atrito, o

pulso refletido mantém o perfil e amplitude originais. O sobre-pulso de pressão

será refletido na válvula e novamente viaja em direção à atmosfera, onde sofre

o mesmo processo.

A forma dos pulsos depende basicamente da posição de fechamento da

válvula de admissão e de sua reflexão, sendo sua amplitude reduzida em cada

reflexão (Hanriot, 2001).

Enquanto o gás possui uma velocidade em direção ao cilindro, a onda de

rarefação produzida se move em direção oposta ao sentido do escoamento do

gás. Tal variação de pressão se apresenta como uma oscilação de pressão de

alguma região da massa gasosa. A velocidade com que esta onda se move é a

do som, que para o ar é da ordem de 340 m/s; muito superior, portanto, à

velocidade do gás, que pode atingir valores em torno de 90 m/s (Heisler, 1995).

Logo, o gás se move a aproximadamente 90 m/s em direção ao cilindro,

enquanto a onda de rarefação se movimenta a 340 m/s, distanciando-se do

cilindro. Quando chega à parte oposta do conduto, a onda de rarefação

29

(depressão) se torna uma onda de compressão (Hanriot, 2001); a perturbação

se propaga agora em direção ao cilindro (no sentido do escoamento do gás),

sob a forma de onda de compressão. Desta forma, uma porção do gás se

aproxima do cilindro na forma de sucessivas e rápidas ondas de pressão.

Quando a válvula de admissão se abre, cria-se uma onda que viaja à

velocidade do som no sentido oposto ao cilindro e posteriormente retorna em

direção ao mesmo. Se o comprimento do conduto ou o regime de rotação são

tais que a onda de compressão chega exatamente quando a válvula se fecha,

tem-se o máximo rendimento volumétrico.

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

de pressão negativo (onda de rarefação), enquanto que a onda refletida que

viaja em direção à porta da válvula é denominada onda de compressão. A

diferença de pressão resultante entre o pulso gerado e o refletido determina a

pressão efetiva que se traduz em um aumento do rendimento volumétrico do

motor (Hanriot, 2001).

Pode-se concluir que o ajuste entre os vários componentes de um sistema

de admissão traz benefícios ao rendimento volumétrico dos motores, em

particular quando pulsos de pressão positivos (ondas de compressão) chegam

na porta da válvula, no instante do fechamento da válvula de admissão. Isto foi

mostrado por Ohata e Ishida (1982), que modelaram os efeitos da pressão na

porta da entrada da válvula e sua influência no rendimento volumétrico

considerando a existência de pulsos de pressão no conduto de admissão.

Na situação em que a válvula se fecha na presença de depressão, a

massa de ar que entra no cilindro diminui e o rendimento volumétrico cai (e

como conseqüência os valores de pressão média efetiva e torque). Deve-se

observar que as pulsações estão presentes continuamente, e em todos os

regimes de rotação. Entretanto, somente em determinados regimes de rotação

a massa de ar que entra no cilindro é máxima (quando ocorre o fechamento da

válvula de admissão).

A Figura. 2.5 mostra a variação da pressão na porta da válvula ao longo

do tempo para duas revoluções do eixo comando de válvulas, para um motor

mono-cilindro com um conduto reto de admissão de 2 metros de comprimento,

com ângulo de permanência da válvula de admissão de 102,5º, a uma

30

velocidade de rotação do eixo de manivela de 800 rpm. Pode ser observada a

atenuação da propagação dos pulsos de pressão quando a válvula de

admissão encontra-se fechada. A atenuação está relacionada basicamente

com o comprimento do tubo, a rotação, o diâmetro e o número de Reynolds

(Hanriot, 2001).

Figura 2.5 - Variação da pressão em função do ciclo (Winterbone, 1999)

2.1. Válvula de Admissão e Descarga

Para induzir a entrada de maior quantidade de mistura fresca para o

interior do cilindro, a válvula de admissão deve iniciar seu curso de abertura no

final do ciclo de exaustão, quando a quantidade de gases da queima dentro do

cilindro ainda possui energia cinética suficiente para provocar uma depressão

na câmara de combustão. O seu escoamento em alta velocidade pela válvula

de descarga arrasta os gases remanescentes e induz ao preenchimento do

cilindro com a nova mistura.

Por outro lado, se a válvula de admissão abre muito cedo no ciclo de

exaustão, pressões ainda elevadas no cilindro podem induzir escoamento do

31

gás pela válvula de admissão até o coletor de admissão ao invés de escoar

pelo sistema de exaustão. A válvula de admissão permanece aberta durante

todo o ciclo de admissão e parte do início do ciclo de compressão. O tempo de

abertura da válvula depois do PMI e antes do seu fechamento é utilizado para o

aproveitamento da inércia da nova mistura, proporcionando mais tempo para o

preenchimento do cilindro e conseqüentemente aumentando a densidade do

carregamento, como ilustra a Fig. 2.6 (ALEXANDER et al, 2002; HEISLER,

1995).

Figura 2.6- Efeito do atraso do fechamento da válvula de admissão em altas velocidades (HEISLER, 1995).

A pressão no coletor de admissão varia durante o processo de admissão

através da variação da velocidade do pistão, a abertura e fechamento das

válvulas.

32

O “efeito RAM” ocorre a partir da pressão produzida pelo choque da

massa de ar contra a parede do pistão, aumentando assim a densidade de ar,

exatamente no momento em que a válvula se fecha. A densidade do ar e,

portanto, a massa de ar dentro do cilindro, pode aumentar a ponto de anular os

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

valores elevados. É por esse motivo que se costuma chamar o rendimento

volumétrico de coeficiente de “reenchimento”.

A massa de ar admitida dentro do cilindro e a eficiência volumétrica estão

relacionadas ao nível de pressão na porta da válvula. Em rotações mais

elevadas, quando a válvula de admissão está fechando, a inércia dos gases de

admissão aumenta a pressão na porta da válvula e continua o processo de

admissão quando o pistão diminui a velocidade perto do PMI e começa o ciclo

de compressão. Estes efeitos se tornam progressivamente maiores enquanto a

rotação do motor é aumentada. Segundo Morse et al (1938), o fechamento da

válvula de admissão é entre 400 e 600 antes do PMI, para melhor

aproveitamento do efeito RAM.

O efeito RAM é proporcional ao comprimento do conduto e inversamente

proporcional à área da seção transversal. Logo, se o objetivo é conseguir um

forte efeito inercial, deve-se produzir um conduto longo e de seção reta

reduzida (deve-se, entretanto, observar que condutos longos possuem perdas

de pressão maiores que podem prevalecer sobre os efeitos inerciais). O

conduto de admissão variável é também empregado para aumentar em

determinadas regiões de rotação o torque, proporcionando uma melhora no

consumo de combustível. Um conduto de admissão fixo tem sua geometria

otimizada para um melhor desempenho do motor em uma dada rotação, não

privilegiando a potência em altas velocidades nem o torque em baixas

velocidades. O conduto de admissão variável introduz dois ou mais estágios

para tratar das diferentes rotações do motor (Hanriot, 2001).

Para tentar maximizar a expulsão dos gases de exaustão do cilindro, os

cames são projetados para abrirem as válvulas no momento em que o pistão

reduz sua velocidade e se aproxima do PMI. Conseqüentemente, quando a

válvula de exaustão se abre, os gases remanescentes no cilindro ainda

apresentam uma pressão residual relativamente alta, em torno de 3 - 4 bar o

que provoca, pela própria ação da energia existente, a expulsão dos gases da

33

queima para o sistema de exaustão e para a atmosfera. Por outro lado, esta

abertura antecipada da válvula de exaustão provoca uma pequena perda no

ciclo de expansão, que deve ser compensada pela energia economizada pela

redução do trabalho no ciclo de exaustão, e também deve ser calculado o

melhor momento de abertura e fechamento das válvulas de modo que se

abram quando o pistão estiver desacelerando na região próxima ao PMI. A

válvula de exaustão é mantida aberta durante todo o ciclo de exaustão e no

início do ciclo de admissão, fechando logo após o PMS. O atraso no

fechamento da válvula induz um vácuo na porta de exaustão e na câmara de

combustão, proporcionando o melhor preenchimento desta com a nova mistura

ar/combustível a ser queimada e facilitando o escoamento dos gases residuais

ainda presentes no cilindro, Fig 2.7.

Figura 2.7- Efeito da sobreposição em alta velocidade (HEISLER, 1995).

34

2.2. Válvulas Controláveis

A idéia da utilização de válvulas controláveis que possibilitem algum ajuste

é objeto de pesquisa de projetistas de motores, principalmente após o

aprimoramento dos comandos e dos sistemas elétricos automotivos. A princípio

as propostas são baseadas em sistemas eletro-mecânicos ou eletro-hidráulicos

que permitem o ajuste do curso de abertura da válvula.

Esta proposta está presente nos motores comerciais e continua uma meta

perseguida pelos projetistas da atualidade, porém com a introdução de

possibilidades adicionais, como a variação dos tempos e freqüências de válvula

(Brader, 2001).

A idéia de válvulas utilizando atuadores passíveis de controle tem sido

mencionada na literatura técnica por mais de 100 anos, quando projetistas já

anunciavam que dispositivos deste gênero aumentariam significativamente a

potência do motor (Rocheleau e Gould, 1991). Recentemente o foco está mais

voltado para a economia energética e redução da poluição.

Somente em 1960 tem-se o primeiro registro de patente deste tipo de

dispositivo. Esta patente oferece atuadores hidráulicos para atuação das

válvulas (Reggio, 1960). Este dispositivo baseava-se numa atuação hidráulica

atrelada ao movimento do virabrequim de uma maneira rígida, o que limitava a

variação dos tempos das válvulas.

A partir de 1980 muitas idéias foram concebidas e algumas foram de fato

colocadas em prática. Naquele momento, os custos do sistema tornavam

economicamente inviáveis a produção desses motores. Um outro problema era

o suporte computacional disponível, pouco avançado, que dificultava as

modelagens computacionais e a própria implementação de uma estratégia de

controle mais avançada de tais dispositivos.

35

2.3. Flexibilidade no Acionamento das Válvulas

Nos últimos anos tem-se observado o aumento expressivo no número de

pesquisas e propostas para o acionamento e controle dos tempos e cursos das

válvulas utilizando dispositivos controláveis por computador. Algumas

propostas apresentam boas possibilidades de ganho a partir de soluções

basicamente mecânicas enquanto outras soluções sofisticadas acenam com

resultados animadores, porém ainda distantes do mercado devido às

dificuldades tecnológicas ou limitações de custo. Neste item inicialmente serão

comentadas as tecnologias já implantadas comercialmente, as propostas da

comunidade científica internacional, finalizando com uma análise comparativa

destas soluções.

A função das válvulas de um motor de combustão interna (ICE) é controlar

o escoamento dos gases de entrada e saída do cilindro do motor. Embora

pareça óbvio que o tempo da válvula afeta o diagrama P-V (pressão – volume),

este proporciona um melhor entendimento dos efeitos da admissão e descarga

com um sistema com variador de fase em motor de combustão interna. Os

efeitos do tempo de abertura e fechamento das válvulas através do diagrama

de pressão permitem analisar os efeitos na performance de um motor. Os

seguintes estados das válvulas de um motor de combustão interna são

importantes para a compreensão dos fenômenos transientes no sistema de

aspiração:

1. Abertura da válvula de aspiração (IVO);

2. Abertura da válvula de descarga (EVO);

3. Fechamento da válvula de aspiração (IVC);

4. Fechamento da válvula de descarga (EVC).

Os eventos são definidos como o instante exato em que as válvulas

retornam para suas posições de repouso. Além de ser capaz de promover a

36

ótima sincronização em qualquer condição de operação, o controle do tempo

da válvula pode controlar a carga do motor sem usar um corpo de borboleta,

através do fechamento da válvula de admissão antes do seu tempo usual. Este

método de controle da carga reduz o trabalho negativo que caracteriza a

porção do bombeamento do ciclo de um motor de combustão interna por

ignição por centelhamento, operando em cargas parciais. Diferentes pesquisas

implementaram esses conceitos em motores reais (Urata et al., 1993), sendo

encontrado que a redução no trabalho de bombeamento gera uma economia

entre 5 a 10% para cargas intermediárias.

Quando a carga de um motor é feita pelo adiantamento IVC, a carga de ar

fresca é mantida dentro do cilindro antes do ponto morto superior (PMS),

resultando em uma expansão adiabática dentro dos cilindros. Isto causa uma

redução na temperatura da massa de ar fresco. Tutle et al. (1982) encontraram

uma queda na temperatura em torno de 75 K em relação aos motores

convencionais.

Dados experimentais confirmam o efeito do sincronismo da válvula de

admissão na eficiência volumétrica. Referências como Taylor (1985); Nagao et

al.(1969), mostram relativa variação entre 5% a 50% na vη (eficiência

volumétrica) causada pelas mudanças no sincronismo das válvulas de

admissão.

Leone et al. (1996) identificaram quatro estratégias que podem ser

aplicadas para a variação da fase: Variação apenas da válvula de admissão,

variação apenas da válvula de descarga, válvula de descarga e admissão em

fase e a válvula descarga e admissão fasadas independentemente.

Benajes et al. (1997) analisaram os condutos de admissão levando em

conta dois sub-sistemas separados, o pistão e a válvula, que se movem

periodicamente e atuam como fonte de excitação, e o conduto de admissão,

que responde à excitação de acordo com sua própria geometria. Esta interação

afeta a condição de escoamento transiente ocasionada na porta da válvula e,

conseqüentemente, todo o processo de admissão do gás da atmosfera para o

interior do conduto de admissão.

As conseqüências da abertura da válvula de descarga antes do fim do

ciclo de potência são: as perdas do trabalho de expansão e o decrescimento do

trabalho de bombeamento. Essa mudança na sincronização modifica a

37

quantidade de gases queimados que permanecem dentro do cilindro no final do

ciclo. A mudança da sincronização (EVC) modifica a quantidade de gases

queimados dentro do cilindro no final do ciclo de descarga podendo ocorrer

duas situações; os gases de aspiração possuem quantidade de movimento

suficiente para empurrar os gases do cilindro criando um processo de

“Scavenging” ou a válvula de aspiração está fechada. O fenômeno pode ser

caracterizado através de três parâmetros principais: A razão de “Scavenging”

“Rs”, a eficiência do “Scavenging” “ sη ” e a eficiência de armazenamento “ Γ ”;

Rs: = Massa de ar fresco disponível / massa ideal;

sη : = Massa de ar fresca retida / massa retida;

Γ : = Massa de ar fresca retida / massa disponível;

A eficiência de armazenamento e a eficiência de “Scavenging” são

relacionadas à forma da câmara de combustão.

Pierik et al.(2000) propuseram um atuador mecânico com capacidade de

variação do deslocamento da válvula entre 0 e 9 mm, variação do ângulo do

eixo comando entre 0 e 2900 e alteração da altura de abertura da válvula de 0 –

9 mm de um motor 1.6 litros, quatro cilindros. O mecanismo baseia-se na

substituição do eixo comando convencional pelo eixo com VVT. A aplicação de

tal mecanismo reduziu o consumo específico em baixas e médias cargas entre

5 e 7%. A maioria do benefício da economia de combustível vem através das

perdas de bombeamento.

Martin et al. (2000) descreveram os resultados da investigação de carros

de passageiros que foram equipados com um sistema eletromecânico de trem

de válvulas. Durante a operação do veículo, o controle da carga, com o

processo de enchimento e o esvaziamento do volume no coletor de admissão,

permite um controle direto da mistura. Isso, combinado à redução dos efeitos

do filme fluido através do decrescimento da flutuação das pressões no coletor

de admissão, alcança uma melhor separação de ar entre os cilindros no ciclo

motor.

38

Vários projetos têm sido propostos e apresentam diferentes tipos de

acionamentos mecânicos (Dresner e Barkan, 1989; Hara et al., 1989; Pierik e

Burkhard, 2000). Seguidos pela mesma motivação, Urata et al.(1993) e Lenz et

al.(1989) apresentaram sistemas de acionamento mecânico-hidráulico. Cunha

et al.(2000) estudaram um conceito alternativo de acionamento hidráulico para

válvulas. Além disso, vários projetos foram propostos considerando diferentes

tipos de acionamentos: mecânicos (VVT - Variable Valve Time), mecânicos –

hidráulicos (VVL - Variable Valve Lift) e hidráulicos e elétricos (VVH - Variable

Valve Hight). Ogura et al.(2003) apresentaram um estudo de melhoria no

desempenho de um motor a gasolina utilizando um mecanismo VVT e uma

combinação de um eixo comando e o movimento de um braço. Os resultados

mostraram um aumento comparativo do torque em relação a um sistema

padrão e um baixo consumo de combustível em uma elevada faixa de rotação.

Cunha et al.(2000) desenvolveram um atuador hidráulico para as válvulas

de um motor de combustão interna controlado por computador. Este sistema

permite otimizar a performance do motor em cada condição de uso. A

experiência mostrou que a influência do tempo das válvulas pode modificar a

potência do motor, o torque e a regularidade da marcha lenta. Como motores

automotivos são raramente utilizados em plena carga, eles devem ser

desenvolvidos com potência suficiente para lidar com situações como

ultrapassagem e subidas. Esta reserva de potência representa custos em

termos de investimentos iniciais, manutenção e combustível. A maioria, mas

não todas das pesquisas anteriores feitas com o sistema CVVT, usam

atuadores hidráulicos diretos usando um controle convencional de

realimentação.

Ohyama et al. (2003) apresentaram um estudo que mostra as várias

estratégias para melhorar o consumo de combustível e redução de emissões

em motores com controle da variação do tempo das válvulas de admissão de

descarga.

Fontana, Galloni, Palmaccio e Torella et al. (2006) mostraram que a

tecnologia do CVVT tem como resultado a diminuição das perdas de

bombeamento em cargas parciais associada com a técnica de eficiência

volumétrica, permitindo uma obtenção combinada entre o EGR interno

(Exhaust Gas Reciculation) e os efeitos reversos do ciclo de Miller.

39

No ciclo Miller, a válvula de admissão é deixada aberta o máximo possível

em comparação a um motor de ciclo Otto comum. De fato, o ciclo de

compressão possui dois ciclos distintos: o tempo enquanto a válvula de

admissão está aberta e o momento em que a válvula está fechada. Esses dois

estágios criam um quinto ciclo chamado ciclo Miller. Como o pistão inicia o

movimento de subida que é tradicionalmente o ciclo de compressão, a carga de

ar é parcialmente expelida para a válvula de admissão que permanece ainda

aberta. Entretanto, no ciclo Miller, isto pode ser compensado pelo uso de um

sobrealimentador.

No ciclo de Miller há uma vantagem que leva em conta que o

sobrealimentador pode comprimir a carga usando menos energia do que o

pistão usaria para fazer o mesmo trabalho. Em toda a faixa da compressão

exigida por um motor, o sobrealimentador é usado para gerar baixos níveis de

compressão, onde é mais eficiente. Então, o pistão é usado para gerar os

níveis mais elevados restantes da compressão, operando na escala onde é

mais eficiente do que um sobrealimentador. No total, isto reduz a necessidade

de energia do motor entre 10% a 15%. Com tal fim, os motores de produção

que apresentam este ciclo usaram tipicamente o sistema de VVT para as

regiões de operação onde o mesmo ofereça vantagem. A Figura 2.8 mostra o

diagrama P-V no final da expansão no ciclo de descarga do motor de

combustão interna. É comparada ao caso da (EVO) no ponto morto inferior.

40

Figura 2.8 – Diagrama PV com aplicação CVVT (Fontana et al. 2006.)

2.4. Variação dos tempos das válvulas

A possibilidade de variar os tempos das válvulas de admissão e

descarga pode proporcionar basicamente os seguintes benefícios:

• Redução das perdas na admissão: controlar a capacidade de carga

do motor através do controle da massa de ar na admissão, como

tradicionalmente é feito significa um aumento nas perdas térmicas, o

que diminui o trabalho útil do motor e conseqüentemente a eficiência

térmica. A possibilidade de controlar a válvula de admissão pode mudar

esta situação. Neste caso, a borboleta permaneceria aberta,

independente da solicitação do motor. O controle de capacidade pode

ser realizado pelo fechamento antecipado ou atrasado da válvula de

admissão (Fig. 2.9), reduzindo ou aumentando o volume de ar no início

da compressão sem a necessidade de restrições à passagem do ar,

eliminando perdas de carga e aumentando o aproveitamento do

combustível (Gerr, 2004; Tsao, 2000; Levin e Schechter, 1996).

41

Figura 2.9 – Variação nos tempos da válvula de admissão ( Levin e Schechter, 1996).

• Aumento de torque: os motores que utilizam comando de válvulas

usualmente produzem uma curva de torque com um valor de pico

situado na faixa de velocidade média do motor. Este valor médio fixado

pelos valores pré-definidos de tempo e curso das válvulas traz como

conseqüência uma deterioração do desempenho para baixas e altas

velocidades. Uma otimização nos tempos de abertura e fechamento das

válvulas rende uma curva de torque mais achatada devido ao aumento

da eficiência volumétrica (Tsao, 2000). Segundo Levin e Schechter

(1996) é possível se obter um aumento de torque de até 50% em baixas

velocidades e um aumento médio de 10% em toda faixa de velocidades,

além de uma eficiência volumétrica maior e redução dos gases

residuais (Urata et al.1993). Segundo experiências realizadas por

Hatano et al. (1993), utilizando cames com diferentes perfis de

velocidades em motores de quatro cilindros, foi possível aumentar o

torque em baixa rotação em torno de 15% e em altas rotações o

aumento chegou a 21%.

42

• Aumento da taxa de queima: para atingir uma boa eficiência da

queima por ciclo, a maior parte da combustão deve ser completada no

início do ciclo de expansão. Isto requer uma rápida taxa de queima e,

para tanto, uma maior turbulência possível da mistura de ar/combustível

na câmara de combustão. Em baixas rotações, especialmente quando o

motor opera sem ou com pequena carga, o nível de turbulência no

cilindro é insuficiente para provocar uma queima rápida. Atrasando a

abertura da válvula de admissão para após o PMS, até onde o pistão

adquire uma velocidade significativa, aumenta a velocidade dos gases

de admissão o que promove um aumento na taxa de queima (Gerr,

2004; Levin e Schechter, 1996)

• Variação das relações de pressão: variando o tempo de fechamento

da válvula de admissão varia-se a taxa de compressão efetiva, assim

como a taxa de expansão. Um motor turbinado convencional pode

utilizar apenas uma fração da energia útil da exaustão em altas

rotações. Neste caso, uma parte substancial dos gases de exaustão

deve ser desviada da turbina para prevenir o excesso de pressão e

temperatura na admissão, evitando danos ou colapso no motor.

Operando com o motor camless, um controle no atraso ou antecipação

no fechamento da válvula pode ser utilizado para reduzir a compressão,

evitando este problema. A redução no volume de ar admitido pelo

cilindro é compensada pelo aumento da pressão de admissão. O

benefício imediato provém do aumento da eficiência do ciclo, a partir do

momento em que o pistão realiza apenas uma parte do trabalho de

compressão. Variando a relação de pressão pode ser útil também para

motores de ciclo Diesel, onde normalmente é desejado em algumas

situações operar com relações de pressão menores do que a máxima

(Tsao, 2000; Levin e Schechter, 1996).

• Recirculação Interna dos Gases: a recirculação interna dos gases

influi diretamente na fração do volume residual de gases queimados no

43

cilindro. Uma alta quantidade de volume residual diminui os picos da

temperatura de combustão e reduz a quantidade de óxidos de

nitrogênio (NO e NO2) durante a combustão. O fechamento da válvula

de exaustão antes do PMS permite reter a última porção dos gases da

queima no cilindro, por outro lado, se o retardo no fechamento for

excessivo, certa quantidade de gases do sistema de exaustão pode

retornar ao cilindro pela ação do pistão no ciclo de admissão. Quanto

mais tarde for realizado o fechamento da válvula de exaustão, maior a

quantidade de gases de exaustão que irá entrar no cilindro. A

possibilidade de variar os tempos da válvula de exaustão elimina a

necessidade de recirculação externa, assim, o controle deste

fechamento efetivamente controla a quantidade de gases residuais no

cilindro. A Fig. 2.10 ilustra as possibilidades mencionadas.

Figura 2.10 – Variação nos tempos da válvula de exaustão (adaptado de: Levin e Schechter, 1996).

44

2.5. Tecnologia Existente

A maior parte dos métodos usados para variar o movimento das válvulas

existentes no mercado ainda é baseada em sistemas mecânicos, o que não

promove uma completa flexibilidade para o controle do movimento e, na

maioria das vezes, contempla apenas uma pequena variação nos tempos ou

cursos das válvulas. Além disso, torna o sistema mecânico de atuação das

válvulas mais complexo.

Soluções mecânicas também podem ser obtidas para situações

específicas. Em veículos comerciais preparados para corridas, por exemplo, o

comando de válvulas original é substituído por outro que visa obter melhores

respostas para altas velocidades. Todavia, o motor funciona de maneira

instável em baixas rotações e também não existe nenhum compromisso com a

economia de combustível ou emissões. Uma outra solução conhecida é a

utilização de polia com ângulo variável, onde manualmente é possível adiantar

ou atrasar, numa pequena faixa, os tempos de abertura das válvulas (Fig.

2.11).

.

Figura 2.11 – Polia Variável (Fontana et al., 2006 ).

Provavelmente o dispositivo mais conhecido no mercado é o mecanismo

desenvolvido pela Honda denominado VTEC (Variable valve Timing and lift

Eletronic Control). O sistema foi lançado em 1989 no veículo “Integra R 1.8 8v”

e surpreendeu pelo aumento de potência e eficiência do motor.

45

No motor VTEC, cada par de válvulas do cilindro (duas de admissão e

duas de exaustão) possui três cames: dois iguais nas extremidades e um

diferente no meio, como pode ser visto na Fig. 2.12. Em rotações baixas e

médias, apenas os ressaltos externos, que visam maior eficiência, acionam as

válvulas. Atingido um regime predeterminado (aproximadamente 5.000 rpm),

um dispositivo eletro hidráulico, comandado eletronicamente coloca em

funcionamento o ressalto central que visa maior potência. O motor assume

então uma nova configuração de tempos e cursos, com maior abertura e

levantamento, elevando seu desempenho e levando até rotações maiores. O

motor do Integra R, por exemplo, atinge sua potência máxima a 8.000 rpm

(HONDA, 2007).

Dependendo da aplicação do motor VTEC, os perfis dos cames podem

ser projetados para diferentes necessidades. Alguns visam o aumento da

potência. Outros visam melhorias no desempenho e redução do consumo de

combustível, podendo até atuar na desativação completa de cilindros.

Figura 2.12 – Honda VTEC com múltiplos cames (HONDA, 2007).

46

Um outro aspecto importante a ser ressaltado nesta concepção é o

aumento do número de peças móveis e da complexidade do motor, cujo

incremento resulta em aumento de probabilidade de falha, maiores custos de

fabricação e maior peso do motor. A Fig. 2.13 mostra o número de peças

envolvidas no comando de válvulas em um motor VTEC.

Figura 2.13 – Conjunto de peças no comando de válvulas - Honda VTEC (HONDA, 2007).

A Porsche utiliza um dispositivo denominado VarioCam que apresenta um

conceito um pouco diferente. Nele o comando de válvulas possui dois perfis de

cames e o elemento de contato entre cames e válvulas é acionado

hidraulicamente. Em baixas rotações, o sistema hidráulico aciona o dispositivo

correspondente ao came de perfil menor e, em altas rotações o came de perfil

elevado é acionado, como ilustra a Fig. 2.14 (PORSCHE, 2007; VAN

BASSHUYSEN e SCHÄFER, 2004).

47

Figura 2.14 – Variocam – Porsche 911 (PORSCHE, 2007).

Outros motores possuem sistemas similares, como o VANOS (Variable

Nockenwellen Steuerung ou variable adjustment of the camshafts) da BMW

visualizado na Fig. 2.15, o VVT-i (Variable Valve Timing – inteligent) da Totota

e o VVC (Variable Valve Control) da Rover inglesa. No mercado brasileiro o

VTEC está disponível nos veículos Honda de modelos CIVIC e FIT e o VVT-i

está disponível nos veículos da Toyota de modelo Corola.

Figura 2.15 – VANOS – BMW 316ti (BMW, 2006).

48

3. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA

A eficiência dos motores de combustão interna depende largamente do

aproveitamento dos fenômenos inerciais e transientes que ocorrem nos

condutos de admissão e descarga. A maximização de parâmetros envolvendo

as condições de trabalho dos motores de combustão interna passa

necessariamente por uma análise profunda das diversas variáveis envolvidas

no processo. Os sistemas de admissão e descarga possuem dimensionamento

e configurações geométricas diferenciadas de acordo com suas finalidades,

onde pode ser privilegiado no projeto, o consumo, a potência ou, por exemplo,

o rendimento volumétrico e o torque a baixas rotações (Hanriot, 2001).O

conduto de admissão e a flexibilidade nos movimentos das válvulas interferem

na dinâmica da mistura de ar admitida pelo cilindro, pois qualquer alteração em

um ou mais mecanismos afetam o desempenho do motor e a emissão de

poluentes. Esta flexibilidade só ocorre em motores multi-válvulas, que são em

sua maioria com quatro válvulas por cilindro.

Em projetos de condutos de admissão a escolha da área da seção que

produza o mínimo de perdas é fundamental. Portanto, deve existir um

compromisso entre o diâmetro do conduto e a rotação do motor,

particularmente sob rotações reduzidas, em que baixas velocidades de

admissão podem causar uma mistura pobre e altas velocidades reduzem o

rendimento volumétrico do motor.

Heisler (1995), a partir de testes experimentais, afirma que o valor mínimo

na velocidade de admissão do ar é em torno de 14 m/s e a máxima em torno

de 75 m/s. Altas velocidades na admissão podem causar uma diminuição da

densidade de massa de ar admitido com conseqüente diminuição do

rendimento volumétrico.

O máximo torque alcançado por um motor é a máxima quantidade de ar

que é armazenada dentro do cilindro do motor. A eficiência volumétrica, η v, é

definida como ( Heywood, 1988):

49

vη = cilindrododeslocado volumedodentrocontidaar deMassa

cilindrodo dentroarmazenadaar de Massa (3.1)

Se é assumido que a quantidade de ar que passa através do cilindro é

pequena, então é possível avaliar a eficiência volumétrica como:

id

i

VN

m

ρηυ *

60•

= (3.2)

onde:

N* é igual a N/2 para motor de quatro tempos, e igual a N para motores de

dois tempos;

N é a rotação do motor ( rpm );

im•

é igual a vazão mássica de ar através da válvula ( kg/s);

Vd é o volume deslocado total do motor em (m3);

iρ é a massa específica do ar no coletor de admissão (kg/m3).

A eficiência volumétrica é um indicador do nível de desempenho de um

motor, pois se todos os outros parâmetros permanecem constantes, a pressão

média efetiva é diretamente proporcional à eficiência. Livengood et al.(1952),

mostraram que a eficiência volumétrica, η v, de um cilindro isolado é

relacionada ao parâmetro chamado indece de Mach. A relação obtida é:

vη =0,58z

ioic 1

−

π

αα (3.3)

onde:

50

ioic αα − é o tempo de abertura da válvula de admissão (s);

Z é igual ao número de mach;

−

−

=

aF

VFz

i

pc

(3.4)

−

Fi é a área média de escoamento através da válvula de admissão ( m2);

Fc é igual a área do cilindro ( m2 );

−

pVé igual a velocidade média do pistão ( m/s );

a é igual a velocidade do som no gás (m/s)

A variação da eficiência volumétrica com o número de Mach é mostrada

na Fig 3.1, que também apresenta uma linha baseada na Equação vη =0,75/z

que é derivada para um motor com uma válvula de período de abertura 233

graus do virabrequim.

Figura 3.1 – Variação da eficiência volumétrica vη , índice de Mach Z ( Winterbone, 1999)

51

Fukutani e Watanabe (1979) conduziram uma série de testes para

examinar o efeito do número de Mach (M) na válvula de admissão na eficiência

volumétrica. Na figura 3.2 é mostrada que a eficiência volumétrica se mantém

constante para M < 0,5, mas quando M > 0,5 a eficiência volumétrica é

reduzida drasticamente.

Figura 3.2 – Variação da eficiência volumétrica, vη com o número de Mach na admissão,

M. ( Winterbone, 1999).

A Figura 3.3 mostra um mapa tri-dimensional da relação entre a eficiência

volumétrica, vη , o comprimento do tubo, pl , e a rotação do motor, N, para um

motor mono-cilindro. A figura mostra que o máximo valor de eficiência

volumétrica é obtido com a combinação do comprimento do tubo do coletor de

aspiração e a rotação do motor. A partir dos resultados obtidos, seria possível

alcançar a máxima eficiência volumétrica em vários pontos de operação do

motor, se fosse possível variar o comprimento do tubo do coletor de aspiração.

52

Figura 3.3 – Variação da Eficiência Volumétrica (Winterbone, 1999)

3.1 Ressonador

A indução de massa de ar adicional através da utilização do efeito RAM

com um conseqüente aumento no rendimento volumétrico do motor não é tão

pronunciada para baixas velocidades de rotação do motor. Uma alternativa

para tais faixas de rotação (baixa freqüência) é o emprego dos ressonadores

de Helmholtz. Engelman (1953) postulou que o pico principal da da curva de

eficiência volumétrica é causado pelo ajuste entre o tubo de aspiração e o

volume do cilindro, que se comportam como um ressonador. Nesta situação, o

pico de pressão ocorre no PMI. Isto leva à equação 3.5:

Comprimento do Tubo Primário, lp Rotação do Motor (RPM)

Eficiência V

olumétrica (%

)

53

c

p

LV

SaN

π

15= (3.5)

Onde N: é a rotação do motor em (RPM); Sp: é a área da seção

transversal do tubo; L é o comprimento do tubo; a: velocidade do som no ar e

Vc: é o volume médio do cilindro, onde o volume médio deve ser a metade do

volume do cilindro mais o volume da câmara de combustão.

Figura 3.4 – Ressonador de Helmholtz (Heisler,1995)

O Ressonador de Helmholtz (Fig 3.4) é constituído basicamente de um

volume V0 e uma pequena abertura de área de seção reta S e comprimento do

pescoço pl . Esta pequena abertura (pescoço) fica coligada ao elemento de

onde se quer produzir os efeitos de ressonância. Observa-se que, para certas

freqüências, que dependem basicamente do volume V0 da cavidade, do

comprimento pl do pescoço e da área da seção reta F, a pressão acústica no

interior da cavidade (pa) é muito maior que a pressão incidente (p0). Este

fenômeno é conhecido como ressonância. O modelo físico básico do

F

pl

54

ressonador inclui uma mola (a cavidade ressonante), uma massa (a massa de

ar no pescoço mais a massa de ar adjacente ao mesmo) e um amortecedor,

correspondendo aos três termos da termos da impedância. O pequeno volume

de gás no interior do pescoço do ressonador oscila em direção à cavidade e à

fonte excitadora, produzindo, então, uma variação do volume efetivo do

ressonador. A variação de pressão ligada a esta variação de volume é

chamada de pressão acústica (pa). Kinsler (1988) afirma que, se o

deslocamento de volume no pescoço é definido por (s), pode-se então

relacionar as grandezas (p) e (s).

A analogia do ressonador de Helmholtz tem levado ao termo “ajuste

inercial” sendo aplicado em mecanismos para produzir picos de pressão. Isto é

devido ao ressonador de Helmholtz ser idealizado com todos os parâmetros do

sistema em que o gás contido no pescoço do ressonador é mantido como uma

massa que não seja compressível e o gás no cilindro é mantido como uma

mola sem inércia. A Fig 3.5 mostra as possíveis maneiras de se modelar a

freqüência natural de um ressonador de Helmholtz. A Fig 3.5 (a) se refere a um

sistema massa-mola, em que o pescoço do ressonador atua como uma mola,

porém sem inércia onde a Equação que modela a freqüência do sistema é 3.5.

Já a modelagem referente às Fig 3.5 (b) e (c) leva em consideração tanta a

compressibilidade do gás (representada pela mola) quanto sua inércia

(representada pela massa). Os vários modelos apresentam freqüências

naturais diversas, sendo que a consideração de compressibilidade e inércia

tende a reduzir a freqüência natural do sistema. A freqüência natural do

ressonador para a modelagem referente à Fig 3.5 (c) é dada pela Equação 3.6

(Winterbone, 2000).

1tantan =

a

wl

a

wL

F

F p

p

c (3.6)

Na expressão cF e L são a área da secção transversal do cilindro e o

comprimento do tubo, respectivamente, a velocidade do som, lp o comprimento

55

do pescoço do ressonador. A freqüência angular do sistema (rad/s) é obtida

encontrando-se w pela equação 3.7.

Figura 3.5 – Métodos de simulação do ressonador de Helmholtz: (a) massa-mola;

(b) modelo massa distribuída-mola;(c) massa distribuída – modelo da mola

distribuída. (Winterbone, 1999).

cp

p

Vl

Faw = (3.7)

3.2. Pulsação do Gás

Yoshitomi (1989) derivou a equação 3.6 ajustando termos de

amortecimento que não foram considerados na equação 3.5. Para o cálculo da

freqüência a equação 3.7. Ondas residuais são produzidas no coletor de

admissão após o fechamento da válvula e isso pode criar picos adicionais na

56

curva de eficiência volumétrica ( Morse et al. Kastne, Bujak, Taylor et al,

Williams, Broome, Yagi et al, Prosser,1979 ). A figura 3.6 mostra quando ondas

residuais se combinam no momento em que pistão está no PMS.

Figura 3.6 – Efeito de dθ e tθ na onda de pressão ( Winterbone, 1999 ).

O pulso de depressão é aumentado, criando assim um pico na curva de

eficiência volumétrica. Isto pode ocorrer em mais de uma rotação do motor com

diferente números de ondas residuais que podem preencher o período fechado

( Broome 1969, Yagi et al 1970, Prosser, 1974 ). Broome propôs a equação

3.8:

720)12( =+− dtn θθ (3.8)

Onde tθ representa o número de graus do virabrequim necessário para

uma onda acústica viajar do cilindro para o fim do tubo e voltar. dθ é a duração

do pulso de sucção em graus do virabrequim.

O uso da Equação 3.8 em uma maneira preditiva, para obter o ajuste da

rotação do motor, se assemelha com o modelo de ressonador de Helmholtz

57

para o período aberto. O valore de tθ é calculado pela Equação 3.9, como é

mostrado.

a

NLt 12=θ (3.9)

N é a rotação do motor em RPM;

a é a velocidade do som (m/s);

L é o comprimento do tubo (m);

O tempo em que cada pulso refletido retorna à porta da válvula é

caracterizado por um ângulo de fase θ, relacionado entre pontos análogos dos

pulsos refletidos e os pulsos primitivos. O valor de θ depende basicamente da

velocidade de propagação do pulso, do comprimento do tubo e da velocidade

de rotação do motor. Em um motor mono-cilíndrico, o ajuste do conduto de

admissão se baseia na determinação de um valor de θ ótimo, em conjunto com

uma amplitude conveniente.

Em uma consideração mais simples, pode-se dizer que o ângulo de fase θ

pode ser obtido utilizando-se uma relação entre o intervalo de tempo que o

pulso de pressão leva para viajar da válvula até a entrada do conduto de

admissão e retornar. O tempo gasto é dado pela Equação 3.10:

t = 2L/a (3.10)

Onde:

a é a velocidade do som no ar (m/s);

L é a distância que o pulso viaja de uma fronteira à outra

(comprimento do tubo de admissão) ( m );

t:é o tempo que o pulso gasta para viajar da porta da válvula à entrada

do conduto e retornar ( s ).

58

O deslocamento angular do pistão durante o mesmo intervalo de tempo é

dado por (Heisler, 1995) Equação 3.11:

θ = (360N)(2L) / (60a) (3.11)

Onde:

N é a rotação do motor ( rpm );

θ é o deslocamento angular do pistão ( grau ).

a é a velocidade do som no ar ( m/s );

3.2.1. Medição de Escoamento Pulsante

Em escoamentos de fluidos que apresentam fenômenos pulsantes, como

nos condutos de admissão dos motores de combustão interna, o fluxo máximo

pode ser da ordem de seis a sete vezes o valor do fluxo médio (Cussons,

1996). Nesses casos, por questões de segurança, é interessante projetar um

medidor cujo valor máximo de vazão seja 10 (dez) vezes maior que o fluxo de

entrada.

O máximo fluxo de ar que passa através de um motor de aspiração natural

pode ser calculado através da eq. (3.12) (Heywood,1988) :

( )

.

maxK

NCQ = (3.12)

Onde:

59

Qmax é a máxima vazão volumétrica (litros/s);

C:é a Capacidade do motor (litros);

N é a máxima rotação do motor (rotação / min);

K é igual a 1 para motor de 2 (dois) tempos;

K é igual a 2 para motor de 4 (quatro) tempos.

3.3 Sistema de Admissão

Em projetos de condutos de admissão a escolha da área da seção que

produza o mínimo de perdas é fundamental. Portanto, deve existir um

compromisso entre o diâmetro do conduto e a rotação do motor (Fig 3.7),

particularmente sob rotações reduzidas, em que baixas velocidades de

admissão podem causar uma mistura pobre e altas velocidades reduzem o

rendimento volumétrico do motor.

Heisler (1995), afirma que o valor mínimo na velocidade de admissão do

ar é em torno de 14 m/s e a máxima em torno de 75 m/s. Altas velocidades na

admissão podem causar uma diminuição da densidade de massa de ar

admitido com conseqüente diminuição do rendimento volumétrico.

60

Figura 3.7 – Diâmetro da seção reta do conduto de admissão (Heisler,1995)

As flutuações da energia cinética na coluna de massa de ar admitido na

porta da válvula, causadas pela abertura e fechamento periódicos da válvula de

admissão, podem ser aproveitadas para melhorar o rendimento volumétrico

dos motores pelo já comentado efeito RAM. Um outro parâmetro geométrico

que influencia no rendimento volumétrico é o comprimento do conduto de

admissão (Fig 3.8).

Figura 3.8 – Comprimentos do conduto de admissão (Heisler, 1995)

61

Na figura 3.9 é mostrada a curva de eficiência volumétrica em função da

rotação do motor para diversos comprimentos do tubo de admissão. O ajuste

de um coletor de aspiração é bastante afetado pelo comprimento primário do

tubo.

Winterbone (1999) mostrou que o aumento do comprimento do tubo

privilegia a eficiência volumétrica para rotações mais baixas. A desvantagem

nos tubos com comprimentos maiores é que para rotações mais elevadas há

uma redução significativa da eficiência volumétrica. Tais fenômenos estão

ligados à propagação das ondas de pressão no interior do duto de admissão.

Dutos com comprimentos maiores possuem menor freqüência de ressonância,

enquanto que aqueles com menores comprimentos possuem ressonância em

rotações mais elevadas.

Figura 3.9 – Rendimento volumétrico com tubo de aspiração com secção

transversal constante x rotação (Winterbone, 1999)

Um parâmetro importante que está intimamente ligado ao comprimento do

tubo de admissão é denominado parâmetro de freqüência q, definido como

sendo a razão entre a freqüência do tubo de admissão (freqüência natural do

tubo quando a válvula de admissão está fechada) e a freqüência da válvula

(metade da freqüência de rotação do eixo de manivelas).

Rotação do motor (rpm)

62

válvulaf

fq sistema= (3.13)

Morse (1938) mostrou que ocorre a ressonância do tubo quando o terceiro ou

quarto ou quinto harmônico da freqüência da válvula é amplificado, isto é,

quando q = 3, 4 e 5. Essa amplificação resulta no aumento da pressão média

efetiva (PME) e, conseqüentemente, do rendimento volumétrico. Este

parâmetro é importante na medida em que fornece uma relação de otimização

do projeto de motores. A relação baseia-se na premissa de que motores que

apresentam valores mais elevados de PME conseguem “extrair” uma potência

motriz mais elevada que similares que apresentem um valor de PME mais

reduzido. Resultados publicados por Ohata e Ishita (1982) permitiram derivar

uma equação linear para um valor ótimo de “q” em termos da rotação do motor

N:

33337,2

Nqótimo += (3.14)

A dinâmica do processo de escoamento ao longo do coletor de admissão

pode ser caracterizado através de uma evolução instantânea da pressão no

ponto de entrada da válvula. Neste ponto, a pressão é uma conseqüência do

processo de rarefação e da resposta dinâmica do coletor de admissão. Benajes

(1997) também mostra que o parâmetro ótimo de freqüência teórica para o

caso de motores monocilindros e condutos retos é igual a 4. Neste caso, a

solução em termos de freqüência de primeiro harmônico é:

L

af

4= (3.15)

63

onde π2/wf = e w é a freqüência angular, L é o comprimento do tudo e a é a

velocidade do som no ar. Benajes (1997, 1998) apresentou um modelo para

um coletor de admissão com quatro tubos (quatro tubos primários, uma câmara

intermediária e um segundo tubo). Para esta configuração, o modelo pode ser

reduzido à equação 3.15:

1

2

1

21 cottan4aA

wV

a

wL

A

A

a

wL−= (3.16)

onde w é a freqüência angular, a é a velocidade do som no ar, L1 é o

comprimento dos tubos primários, L2 é o comprimento do tubo secundário, A1 é

a área da seção transversal do tubo primário, A2 é a secção transversal do tubo

secundário e V é o volume da câmara intermediária entre os tubos primários e

intermediários. A solução da freqüência angular da equação não é explícita e

pode ser obtida através de um cálculo iterativo introduzindo os valores

dimensionais do coletor de admissão. O valor numérico de w representa a

freqüência natural de todo o coletor de aspiração, das válvulas até a

extremidade aberta do coletor de admissão.

64

Figura 3.10 – Sistema com os quatros dutos primários, uma câmara intermediária e um

duto secundário ( Winterbone, 1999 ).

Uma interpretação similar foi dada por Ohata e Ishita (1982), porém

considerando um valor Z1 que expressa o número de tubos primários do

conduto de admissão. O número de tubos secundários é designado por Z2 pela

Equação 3.17:

1

2

1

22

11 cottan

aA

wV

a

wL

A

AZ

a

wLZ −= (3.17)

Além da resposta dinâmica de todo o coletor de admissão, um fenômeno

de pressão refletida nas junções se assemelha à descrição feita para um

sistema com um motor mono cilindro. Isto significa que em tais motores duas

freqüências naturais podem ser exploradas para sintonizar o sistema: uma é a

freqüência natural de todo o sistema de admissão obtida através da Equação

65

3.16 é a maior freqüência natural do sistema que é freqüência do tubo primário

que é dada pela Equação 3.15.

3.4. Correção de Potência por Condições Atmosféricas

O método utilizado para apresentar os testes no dinamômetro é o indicado

pela norma NBR ISO 1585 (ABNT, 1996). Este método de correção de

potência é o indicado também pela norma EEC 88/195 (Soares, 2000). O

método indicado pela norma EEC 88/195 (Soares, 2000) não inclui algumas

condições de perdas e rendimentos, mas em comum com a NBR ISO 1585

(ABNT, 1996) considera as influências atmosféricas, já que sugere o fator de

correção CF4 da Equação 3.18 (Cipolla et al, 1998; Soares, 2000; Soares e

Sodré, 2002, 2003):

( )( )

6,02,1

4 *

−

−=

mVb

mVb

T

T

PP

PPCF (3.18)

Onde:

Pb – pressão barométrica (mbar);

Pv – pressão parcial de vapor d’água (mbar);

T – temperatura ambiente (K);

Subscrito m – indica condição de atmosfera padrão;

Para temperaturas mais elevadas, aumenta-se a tendência ao fenômeno

de detonação, contribuindo para uma perda do rendimento volumétrico,

conseqüentemente uma perda de desempenho no motor em contrapartida em

baixas temperaturas, apenas uma parte da gasolina injetada se vaporiza,

66

podendo ocasionar problemas de homogeneidade e fluxo da mistura e perda

de potência (Soares, 2000).

A umidade relativa do ar é um fator importante no desempenho de um

motor de combustão interna, porém não comparável à importância da influência

da pressão e temperatura atmosférica (Soares, 2000). O vapor d’água exerce

influência na pressão interna do cilindro, pois proporciona um acréscimo na

pressão barométrica total. A essa influência é dada a denominação pressão

parcial de vapor d’água (NBR ISO 1585, 1996; Van Wylen et al, 1998). Assim,

um aumento da umidade relativa do ar proporciona uma massa ar-combustível

com mais partículas de água. Essas partículas de água se vaporizam, quando

submetidas a alta temperatura no interior do cilindro, aumentando a pressão

local (Soares, 2000).

Este fator de correção se aplica somente a motores de ignição por

centelha naturalmente aspirados e sobrealimentados. As normas EEC 88/195

(Soares, 2000) e NBR ISO 1585 (ABNT, 1996) ainda recomendam que os

experimentos sejam realizados em condições de pressão barométrica entre

800 e 1000 mbar e temperatura ambiente entre 288 K (15ºC) e 308 K (36ºC),

para utilização deste fator de correção. Se estes limites forem excedidos, o

valor obtido corrigido deve ser apresentado e as condições do experimento

(temperatura e pressão) precisamente declaradas no resultado (ABNT, 1996;

Cipolla el al, 1998; Soares,2000; Soares e Sodré, 2002, 2003). Para este

método, o fator de correção CF4 é aplicado ao valor de potência indicado no

dinamômetro, em condições de atmosfera padrão através da Eq. 3.19

(IP)m = IP * CF4 (3.19)

A partir dos valores de temperatura de bulbo seco (TBS) e temperatura de

bulbo úmido (TBU) tomadas pelo psicrômetro durante o experimento, pode-se

encontrar essa pressão parcial de vapor d’água, que é dado por (Soares,

2000):

67

Pv = Ps – 0,00066*Pb*(TBS-TBU)*(1-0,00114*TBU) ( 3.20 )

Onde:

Pv – pressão parcial de vapor d’água (mbar);

Ps – pressão parcial de vapor em ar saturado de umidade (mbar);

Pb – pressão barométrica local (mbar);

TBS – temperatura de bulbo seco (K);

TBU – temperatura de bulbo úmido (K).

68

4. APARATO EXPERIMENTAL

Neste capítulo são apresentados os aparatos experimentais adotados

para a obtenção dos resultados deste trabalho que compreendem um banco

dinamométrico, um sistema de aquisição de dados e o motor de combustão

interna equipado com sistema CVVT.

4.1. Teste Dinamométrico

Os testes realizados permitiram a medição de vazão de ar sob diferentes

rotações do motor e a posição da válvula borboleta. A introdução de sensores

de pressão no coletor de admissão permitiu determinar valores instantâneos de

pressão em posições específicas do motor, facilitando consideravelmente o

entendimento do comportamento dinâmico do conjunto. O teste no banco

dinamométrico permite que se façam as seguintes análises:

• Análise dos valores de potência, torque e consumo específico;

• Análise da característica dinâmica devido à inércia e flutuações

induzidas pelo escoamento transiente;

• Análise de sensibilidade da importância de cada componente do

sistema durante a operação; em particular, como as diferentes

posições de abertura do corpo de borboleta influenciam os

fenômenos dinâmicos.

69

4.1.1. Banco dinamométrico

O experimento foi realizado em um equipamento denominado banco

dinamométrico que permite trabalhar com condições pré-determinadas de

carga e rotação do motor. O dinamômetro é capaz de medir a força gerada

pelo motor através de um eixo balanceado que está acoplado a um sistema de

freio magnético. O banco dinamométrico utilizado nos experimentos permite

medir a potência e torque gerado pelo motor, conforme Fig. 4.1.

No banco dinamométrico foram realizados os testes experimentais que

envolvem os sistemas de admissão e descarga do motor de combustão interna

possibilitando avaliar o seu desempenho. Assim, podem ser realizadas análises

tendo como objetivo a verificação da eficiência do motor.

Figura 4.1 – Banco Dinamométrico (Fiat Automóveis, 2008)

70

4.1.2. Dinamômetro

O motor foi acoplado ao dinamômetro com um eixo de transmissão que se

conecta ao volante de inércia do motor. Após essa montagem foi possível obter

as curvas características e o mapa de desempenho de um motor de combustão

interna. O equipamento utilizado no experimento é mostrado na Figura 4.2. O

instrumento possui capacidade máxima de 520 N.m de torque, potência de

300cv e rotação máxima de 10.000 rpm.

Figura 4.2 – Dinamômetro

O dinamômetro de corrente de Foucault consiste basicamente em um

disco montado dentro de uma carcaça contendo água. A carcaça é

denominada estator e o disco é chamado de rotor. O estator é montado em um

chassi circunferencial. A força rotacional age sobre ele e é medida através de

uma célula de carga. O estator também incorpora janelas elétricas e dutos para

a refrigeração. O rotor gira dentro do estator, conforme detalhe na figura 4.3

71

onde ele é sujeito a um campo magnético gerado pelas janelas elétricas.

Quando o rotor gira, ele corta as linhas de força e induz uma corrente parasita.

Essa corrente gera força que é oposta ao movimento. A força do motor é assim

transmitida para o estator, e medida pela célula de carga. Conhecendo a

magnitude da alavanca e a velocidade rotacional, o torque do motor pode ser

medido.

Para análise do experimento, a instrumentação utilizada acoplada ao

dinamômetro é composta de uma célula de carga, um medidor de vazão de

combustível, um sensor de rotação ou tacômetro e sensores de temperaturas,

especificados nos próximos itens.

Figura 4.3 – Figura detalhada do dinamômetro

A partir da força medida através da célula de carga calibrada podem-se

obter outros dados referentes ao motor como potência, torque, consumo

específico, pressão média efetiva, rotação do motor, contra pressão e

temperatura dos gases de descarga.

72

4.1.3 Dinamômetro de Bancada

Um motor de combustão interna tem seu desempenho avaliado em função

de vários parâmetros. Neste trabalho foram avaliados o torque efetivo, a

potência efetiva e o consumo específico (na faixa útil de operação do motor),

visto que estes são os parâmetros normalmente utilizados para caracterizar a

performance de um motor de combustão interna automotivo (NBR ISO 1585,

1996). O teste de desempenho é resultado das diversas propriedades e

conceitos aplicados ao desenvolvimento do motor que, se alteradas

adequadamente, podem influenciar no desempenho e níveis de emissões de

motores. A seguir são revisados os principais conceitos do teste de

desempenho.

4.2. Medidor de Vazão de combustível

A balança de combustível, (Fig. 4.4) determina o consumo de combustível

gravimétrico permitindo uma maior precisão mesmo com uma pequena vazão

de combustível e pequeno tempo de aquisição. A Balança de combustível

possuiu as seguintes características: faixa de medição de 0 a 200 kg/h,

incerteza de medição menor que 0,12%.

73

Figura 4.4 – Balança de combustível

4.3. Medidor de temperatura de ar

Para a entrada e saída de água do sistema de arrefecimento foram

utilizados termopares do tipo T, onde o elemento positivo é cobre e o elemento

negativo. Consta, com faixa de operação de -184 a 370°C e incerteza de 0,7°C.

Para a temperatura do ar admitido, dos gases de descarga e do óleo do motor

foram utilizados termopares do tipo K, onde o elemento positivo é Chromel e o

elemento negativo Alumel, com faixa de operação de 0 a 1200°C e incerteza de

1°C.

74

4.4. Sistema de aquisição de dados

O sistema de aquisição utilizado para adquirir os sinais de pressão foi um

HBM – MGC PLUS com quatro canais analógicos mutiplexados – DAC com

freqüência máxima de aquisição de 9,6KHz por canal, máxima tensão de

entrada de 5V e precisão ajustável de 0,0033% da escala de medição.

Figura 4.5 – Sistema de aquisição de dados

4.5. Sensores de pressão

Sensores piezoresistivos de pressão foram utilizados, de maneira a

permitir uma análise dos fenômenos oriundos do movimento das válvulas e

instalados no coletor de admissão. O acoplamento dos sensores aos condutos

de aspiração de cada cilindro foi realizado por meio de um anel cilíndrico

75

externo, colado ao tubo de admissão fixado com silicone. O transdutor utilizado

nos testes é mostrado na Fig. 4.6.

FIGURA 4.6 – Transdutor piezoresistivo

O transdutor utilizado para medir os sinais de pressão possui alimentação

máxima de 32V, saída máxima de 5V e precisão de 0,25% do fundo de escala.

A faixa de medição é de 0 mbar a 1000 mbar.

4.6. Motor Utilizado para o Experimento

Para a execução dos testes experimentais foi utilizado um motor de

produção seriada de 1368 cm3 de volume deslocado, com quatro cilindros em

linha, de 7,20 cm de diâmetro cada, curso do êmbolo de 8,4 cm, e duas

válvulas por cilindro, sendo uma de admissão e a outra de descarga. A parte

inferior do cabeçote possui a câmara de combustão com fluxo cruzado, válvula

de admissão e exaustão opostas e coletor de admissão e exaustão também

opostos. A parte superior do cabeçote aloja o eixo comando. Para uma melhor

apresentação do sistema de acionamento das válvulas foi desenvolvido um

modelo em 3D que é apresentado na Fig. 4.8.

76

Figura 4.7 – Eixo comando de Válvulas com sistema CVVT.

As especificações técnicas do motor são mostradas a seguir, onde é

possível observar, além das características, o desempenho, os sistemas de

distribuição, de ignição, alimentação, dispositivos anti-poluição, lubrificação,

arrefecimento e sistema elétrico.

Motor

1.368 8v mpi 8V – CVVT, Gasolina;

Característica

• Número de cilindros: 04 em linha;

• Posição transversal anterior;

• Cilindrada total / unitária 1368 cc / 342 cc;

• Diâmetro x Curso 72,0 x 84,0 mm;

• Ciclo - Tempos OTTO – 04;

• Taxa de compressão 11,1 ± 0,2 : 1;

• Aspiração natural;

77

• Bloco (material) ferro fundido;

• Cabeçote (material) alumínio;

• Número de mancais 05;

• Tipo de pistões com pino fixo na biela;

• Número de anéis de segmento 03;

Desempenho

• Potência máxima ABNT 77,6 CV / 40,5 kw @ 6000 rpm – Gasolina;

• Torque máximo ABNT 11,76 kgfm / 115,4 Nm @ 3250 rpm – Gasolina;

• Regime de marcha lenta 700 ± 50 rpm;

Distribuição

• Número de válvulas por cilindro 02;

• Diâmetro de referência das válvulas 32,7 mm (válv. admissão);

• Diâmetro de referência das válvulas 26,5 mm (válv. escape);

• Eixo comando de válvulas 01 no cabeçote com variador de fase;

• Acionamento da distribuição correia dentada;

• Fases da distribuição admissão início 7º APMS;

• término 41º DPMI;

• descarga início 57º APMI;

• término -9 º DPMS;

Ignição

• Tipo eletrônica digital incorporada ao sistema de injeção;

78

• Fabricante MAGNETI MARELLI;

• Ordem de ignição 1 - 3 - 4 – 2;

• Avanço estático 9º ± 4º a 700 ± 50 rpm;

• Velas / Abertura dos eletrodos NGK BKR6E / 0,85 ± 0,05 mm;

• Bobina BOSCH;

Alimentação

• Injeção eletrônica MAGNETI MARELLI / MPI IAW 59FB, multiponto;

• Seqüencial, indireta;

• Bomba de combustível elétrica;

• Filtro de ar a seco tipo caixa;

Dispositivo Catalítico

• Equipamento conversor catalítico, sistema de controle de emissões

evaporativas e recirculação dos gases do carter;

• Teor de CO em marcha lenta < 0,5 % medido antes do conversor

catalítico;

Lubrificação

• Forçada com bomba de engrenagens;

• Filtro de óleo full flow;

• Pressão de lubrificação > 4.0 bar a 1000 rpm e 100º C;

79

Arrefecimento

• Sistema a água com bomba centrífuga;

• Termostato sem válvula de controle

• Radiador de água tubos: alumínio;

• Aletas: alumínio;

• Vaso de expansão: separado do radiador;

• Refrigeração forçada base 01 eletroventilador de 01 velocidade;

Sistema Elétrico

• Tensão 12,0 V;

• Alternador 65,0 A ( 90,0 A c/ ar condicionado );

• Bateria 32,0 Ah ( 40,0 Ah c/ ar )

• Motor de partida 0,80 KW;

• O óleo lubrificante utilizado no motor é o Selênia 5W30 semi-sintético de

fabricação;

80

5. METODOLOGIA EXPERIMENTAL

Neste capítulo são apresentados os procedimentos experimentais

adotados para a obtenção dos resultados deste trabalho, bem como as

configurações utilizadas para a realização dos testes.

No procedimento dos experimentos da defasagem das válvulas do motor

é apresentado o mecanismo de defasagem das válvulas e a medição dos

dados para as três posições.

5.1 Experimentos

Para a execução dos testes experimentais foi utilizado o motor conforme

descrito no capítulo anterior, um dinamômetro, sistema de aquisição de dados

e o sistema de variador de fase. Para a realização dos testes no dinamômetro

o motor foi montado com o sistema de aspiração e descarga. O variador de

fase está ligado ao eixo comando de válvulas, permitindo a alteração dos

tempos de abertura e fechamento das válvulas de admissão e de descarga

controlado por um sistema eletro-hidráulico. O sistema de injeção utilizado foi o

próprio sistema de injeção do motor.

A partir dos sistemas de aquisição de dados foram obtidas a vazão

mássica, potência, torque, consumo específico e pressões na porta da válvula.

A análise foi realizada com todos os quatros cilindros em operação. A definição

da faixa de velocidades de rotação do motor para os testes foi baseada em

valores operacionais do motor, entre 1500 a 6000 rpm e considerando

intervalos de 500 rpm. Para os valores de depressão no coletor, foram

implementadas pressões de 900 mbar a 300 mbar, em intervalos de 100 mbar.

81

5.2. Montagem do Sistema

Para a análise dos fenômenos transientes do movimento das válvulas

foram utilizados os quatro cilindros do motor. Com isso, pode ser verificada a

influência do movimento das válvulas de admissão no sistema como um todo e

em cada conduto do coletor de aspiração. O coletor com os quatro transdutores

de pressão foi acoplado ao cabeçote do motor. Posteriormente o motor foi

acoplado ao dinamômetro possibilitando a análise da pressão de admissão. A

Fig. 5.1 mostra o motor com o sistema de aspiração testado.

Figura 5.1 – Motor acoplado ao dinamômetro (Guimarães, 2008)

82

5.3. Instrumentação do motor

O motor deste trabalho foi instrumentado com um sensor de fase no eixo

de comando, conforme Fig 5.2. Esse sinal tem a função de sincronizar o sinal

da pressão ao posicionamento do eixo comando, permitindo identificar a fase

que se encontra cada cilindro. O sinal foi configurado para que o primeiro

cilindro do motor esteja no PMS, na fase de combustão.

Figura 5.2 – Sensor de fase eixo de comando.(Guimarães, 2008)

5.3.1. Instrumentação do coletor

Para as medições de pressões dinâmicas no coletor de admissão foram

utilizados quatro transdutores de pressão, com faixa de operação de 0 a 1 bar,

inseridos próximo à porta da válvula no conduto de admissão. A configuração

dos transdutores pode ser observada nas Fig. 5.3a e Fig 5.3b. Os transdutores

83

de pressão foram inseridos de maneira que possibilitassem uma análise dos

fenômenos transientes gerados próximos às válvulas.

( a ) ( b )

Figura 5.3 – Coletor adaptado com os transdutores de pressão ( a ) – Vista de frente

e de lado ( b ) (Guimarães, 2008).

A Fig. 5.4 mostra o coletor de admissão com os transdutores de pressão

piezoresistivos, inseridos próximo à porta da válvula.

Figura 5.4 – Vista de frente do coletor de aspiração utilizado (Guimarães, 2008).

Sensor Piezoresistivos

84

A pressão dentro do filtro de ar foi medida com o sensor instalado

conforme Fig. 5.5.

Figura 5.5 – Filtro de ar instrumentado (Guimarães, 2008)

5.3.2. Sistema de defasagem das válvulas

Na parte anterior do eixo comando foi montado o sistema variador de fase

que permite alterar continuamente a posição relativa do eixo comando em

relação ao eixo virabrequim. Tal variação é comandada através de um atuador

hidráulico, como pode ser visto na figura 5.6.

.

( a ) Atuador hidráulico ( b ) Detalhe do atudador

Figura 5.6 – Variador de fase hidráulico “Vane type” (Guimarães, 2008)

Mola

85

O variador de fase apresenta uma mola torcional (figura 5.7), cuja função

é facilitar o retorno do variador de fase à sua posição de repouso.

Figura 5.7 – Polia de distribuição

O sistema é dotado de quatro paletas, cada uma dentro do seu próprio

vão. As paletas, o estator e o rotor constituem o variador de fase. O movimento

relativo entre o estator e o rotor permite a variação da “fasatura” do motor. Os

dois vãos entre cada paleta são ligados hidraulicamente, de tal modo que os

dois vãos juntos formam um vão de adiantamento e um de retardo.

Nestes vãos escoa óleo sob pressão proveniente do sistema de

lubrificação do motor: O controle da vazão de óleo entre os vãos de

adiantamento e os vãos de retardo possibilita uma variação relativa entre o eixo

virabrequim e o eixo comando de válvulas. Deste modo é possível realizar a

variação da fase de 0 a 50 graus de atraso em relação ao eixo virabrequim. A

distribuição de óleo entre os dois vãos é comandada por uma válvula tipo

gaveta conforme a Fig. 5.8.

86

Figura 5.8 – Válvula de controle do fluxo de óleo (Guimarães, 2008)

A presença do variador de fase permite a aplicação de uma estratégia de

funcionamento do motor na redução da energia gasta na fase de aspiração em

condições de cargas parciais. Nos veículos equipados com motores de baixa

cilindrada, em percursos urbanos, este dispositivo resulta na diminuição do

consumo.

5.4. Defasagem das válvulas

O sistema citado no item anterior permite um atraso contínuo do eixo

comando de válvulas em relação ao virabrequim, podendo variar de 0 grau,

condição de fasatura original do motor, até 50 graus em relação ao eixo

virabrequim. Esse atraso gera, em determinadas cargas e rotação do motor,

efeitos benéficos que possibilitam ganhos de potência e redução de consumo

de combustível. A figura 5.9 mostra o diagrama de válvulas em função do

ângulo virabrequim e o curso da válvula, na sua configuração de zero grau sem

atraso.

87

Figura 5.9 – Diagrama de válvula com zero graus.

A figura 5.10 mostra o eixo comando de válvulas atrasado em 50 graus

em relação ao eixo virabrequim. Pode-se observar com detalhes que, após o

atraso em cinqüenta graus, os ângulos de abertura e fechamento das válvulas

de admissão e descarga mudam em relação ao virabrequim. Essa mudança no

ângulo influencia a dinâmica de admissão e de descarga do escoamento no

motor. Os efeitos no deslocamento das válvulas de admissão e de descarga

em relação ao diagrama em zero grau estão evidenciados na Fig. 5.10 e

mostram em detalhes o momento em que ocorrem. Esses fenômenos são

chamados de “EGR interno” e “Back flow”. O EGR interno ocorre primeiramente

devido à válvula de descarga permanecer aberta durante a fase de admissão,

permitindo que gases de descarga do ciclo anterior retornem para dentro do

cilindro. Na prática esses gases que retornam reduzem virtualmente a

cilindrada do motor com gás inerte. Desta maneira é possível manter aberta a

borboleta com uma conseqüente redução da perda de carga na fase de

aspiração. No efeito de “back flow”, o atraso do fechamento da válvula de

aspiração, bem próximo ao PMI no início da compressão, faz com que parte da

carga aspirada retorne para o coletor de admissão. Desta maneira se induz um

aumento da pressão média no coletor de admissão com uma conseqüente

redução do trabalho de bombeamento (Ciclo Miller reverso).

Descarga Aspiração

Ângulo Virabrequim [Graus ]

Ele

vaçã

o da

Vál

vula

[m

m]

88

Figura 5.10 – Diagrama de válvulas atrasado de cinqüenta graus

5.5. Teste Experimental de Defasagem no Banco dinamométrico

A metodologia para obtenção dos resultados experimentais descrita neste

item foi desenvolvida na FIAT Powertrain. Os procedimentos utilizados seguem

a norma ABNT 1585. Inicialmente foi elaborado um esquema representando o

sistema em estudo e a forma como o trabalho foi conduzido, o qual é

apresentado na Fig. 5.11. Através do esquema podem ser melhor visualizados

os dados necessários para a avaliação do desempenho do motor estudado e

os parâmetros que o caracterizam.

Aspiração VVT 50 ---------- Descarga VVT 50 -----------

Aspiração VVT 0 ---------- Descarga VVT 0 -----------

Ele

vaçã

o da

Vál

vula

[m

m]

Ângulo Virabrequim [ Graus ]

Aspiração Fluxo Reverso

89

Figura 5.11 – Esquema representando o sistema

Os testes de desempenho foram realizados em condições de plena carga

de acordo com a norma NBR 1585, que determina que a borboleta do

acelerador deve ficar totalmente aberta. O motor deve ser acelerado

conjuntamente com aplicação de carga até atingir plena carga e então os

testes são realizados para uma faixa de rotação de 1500 a 6000 rpm com

incrementos de 500 rpm, através da regulagem da carga no dinamômetro. As

medições foram obtidas em cada posição após a estabilização do motor e do

sinal da instrumentação.

A sala utilizada é climatizada com ar condicionado central. A aquisição de

dados do motor foi feita por intermédio do computador do banco

dinamométrico, sistema este que recebe as informações de temperatura,

pressão, rotação do motor e contra pressão de descarga provenientes dos

diversos sensores montados no motor.

Para cada rotação selecionada foram efetuadas 3 medições. As medições

de pressão foram feitas em uma freqüência de aquisição de 2,4 kHz durante 4

segundos. Através desses arquivos pode ser feita a análise do sinal em

freqüência da pressão no duto de admissão. Os testes foram separados em

(três) seqüências, cada uma com um ângulo de VVT.

O primeiro teste foi realizado com o motor, denominado teste 1, onde o

comando de válvulas de admissão foi posicionado em zero graus. O diagrama

de válvula do motor testado é mostrado na Fig. 5.12 e se tornou o teste base

para a comparação dos testes obtidos com as alterações propostas neste

trabalho.

90

Figura 5.12 – Diagrama de válvula do motor posição zero grau

O segundo teste foi realizado com a alteração de defasagem do eixo

comando de válvulas de 25º graus atrasado em relação ao eixo virabrequim

(Figura 5.13).

Figura 5.13 – Diagrama de válvulas atrasado em 25 graus

EGR Interno

91

Pode-se observar que todo o diagrama é alterado, visto que o eixo

comando é girado no sentido horário, atrasando a abertura e o fechamento das

válvulas de admissão e descarga. Um detalhe importante é que o eixo

comando não possuiu cruzamento de válvulas (overlap). Isto é justificado, pois

quando o motor está com o variador de fase atrasado, ocorre o fenômeno

interno denominado EGR (Recirculação dos Gases de Descarga)

O terceiro teste foi realizado com a alteração de defasagem do eixo

comando de válvulas de 50º graus atrasado em relação ao eixo virabrequim

(Figura 5.14).

Figura 5.14 – Diagrama de válvulas atrasado em 50 graus

5.6. Cálculo da Freqüência do sistema de aspiração

A partir dos desenhos do sistema de aspiração utilizado neste

experimento foi possível calcular a freqüência fundamental do sistema de

aspiração. A equação 3.15 permite este cálculo. É um modelo para um coletor

92

de admissão com quatro tubos (quatro tubos primários, uma câmara

intermediária e um conduto secundário), similar ao sistema que foi utilizado. A

solução da freqüência angular da equação não é explícita e pode ser obtida

através de um cálculo iterativo introduzindo os valores dimensionais do coletor

de admissão.

Figura 5.15 – Desenho da interação do coletor de admissão com o cabeçote do

motor .

As Fig. 5.15 a 5.17 mostram os desenhos do coletor de admissão e os

respectivos detalhes. O comprimento do duto de aspiração é igual a 379,44

mm. O comprimento do duto no interior do cabeçote é igual a 85,01 mm. O

comprimento total é igual a 464,45 mm.

93

Diâmetro médio do duto-1 de aspiração: 1060mm2

Volume do pleno: 1798162.5mm3

Figura 5.16 – Desenho do diâmetro médio em secções eqüidistantes ao longo do

duto.

Comprimento da aspiração: 210 mm

Área da seção reta média do tubo: 2491 mm2

Figura 5.17 – Desenho da tubulação de aspiração.

Para a resolução da equação 3.16 foi realizado um programa em Matlab

para o cálculo da freqüência fundamental do sistema de admissão. Os dados

de entrada para o cálculo são:

94

L1 = 460 mm;

L2 = 571,28 mm;

a = 340000 mm/s;

A1 = 1020,00 mm2;

A2 = 2200 mm2;

Vpleno = 1798162,5 mm3.

O valor da freqüência fundamental de ressonância do sistema é f = 51,56

Hz. O capítulo 6 apresenta os resultados obtidos no presente estudo e as

análises obtidas.

A Tab.5.1 mostra as incertezas calculadas para a condição de 3500 rpm,

no teste 900mbar 0 VVT:

Tabela 5.1 – Incertezas calculadas

GRANDEZA INCERTEZA

Torque ± 1,0Nm

Potência ± 1,0 cv

Consumo Específico ± 0,02 kg/Cv.h

Pressão ± 0,9 mbar

Vazão ± 2,31 Kg/h

Rotação ± 32,5 rpm

95

6. RESULTADOS E DISCUSSÕES

Neste capítulo são apresentados os resultados dos testes experimentais

realizados no banco dinamométrico para os três ângulos de defasagem: 00, 250

e 500 de VVT, com a análise da vazão em função da rotação e da pressão em

função do ângulo do eixo comando de válvulas e do tempo. A partir dos dados

de pressão em função do tempo foram realizadas análises espectrais da

pressão no conduto de admissão. No dinamômetro foram inicialmente

realizados testes sem defasagem, isto é, com o eixo comando de válvulas de

admissão na posição original do motor, em 00. Os testes com a defasagem

foram realizados atrasando a abertura das válvulas, a partir do ponto de

referência do diagrama de fase original do motor em zero grau. As curvas

características do motor foram obtidas para as condições de teste em

dinamômetro.

6.1 Comparação da vazão para as posições do VVT

A variação da vazão mássica em função da rotação do eixo virabrequim,

para quatro condições de pressão no coletor de admissão – 900 mbar, 700

mbar, 500 mbar e 300 mbar e para as três posições do variador de fase – 00 ,

250 e 500 são apresentadas nas Fig. 6.1 a 6.4.

As magnitudes das incertezas de medição são apresentadas nos gráficos

e o valor máximo igual a 2,31 kg/h ocorre para a rotação de 6000 rpm em

900mbar. A incerteza não afeta as comparações entre as diversas curvas,

como mostrado pelas Fig. 6.1 a 6.4 na rotação de 1500 rpm, e que apresenta

um valor que praticamente não permite visualização. A linha contínua que une

os pontos experimentais é mostrada simplesmente para efeitos de

visualização.

96

Inicialmente pode-se observar que à medida que se atrasa o eixo

comando de válvulas altera-se a curva de vazão mássica. Para a pressão de

300mbar esse efeito não é tão evidente devido a inércia do gás ser menor em

relação às outras pressões.

Através da figura 6.1 observa-se que na faixa ente 1500 e 5250 rpm os

valores de vazão mássica para as posições do VVT de 250 e 500 são menores

em relação ao VVT em 00. A vazão é maior para as rotações acima de 5500

rpm e fase de 250.

Esses fenômenos podem ser mais bem observados nas regiões de 5500

rpm até 6000 rpm em relação aos ângulos de VVT de 250 e 500, comparando-

se com o ângulo de 00. Esse comportamento pode ser avaliado através da

equação 3.2 devido ao aumento do rendimento volumétrico.

Variação da Vazão Mássica x Rotação - 900mbar

0

50

100

150

200

250

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000

Rotação [rpm]

Vazão m

áss

ica d

e ar [ Kg/h ]

0º

25º

50º

Figura 6.1 – Vazão mássica para as três posições do VVT em função da rotação do

eixo virabrequim para pressão no coletor de 900mbar.

Para a Fig 6.2 pode-se observar um comportamento semelhante ao da

Fig. 6.1, em que para rotações do motor na faixa entre 1500 e 5300rpm, os

valores de vazão mássica para a posição do VVT de 250 e 500 são menores em

97

relação ao VVT em 00, a não ser um único ponto em 3000 rpm onde as curvas

de 00 e 250 possuem o mesmo valor. Como regra, os valores de vazão para a

depressão de 900 mbar (Fig. 6.1) apresentam magnitudes maiores em relação

à depressão de 700 mbar (Fig. 6.2). Neste caso, o fenômeno é principalmente

afetado pela diferença de pressão produzida, isto é, fenômenos inerciais, e não

propriamente por fenômenos ligados à pulsação do gás no interior do conduto.


0

50

100

150

200

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500Rotação [rpm]

Vazão d

e A

r [ Kg/h]

0º

25º

50º

Figura 6.2 – Vazão mássica para as três posições do VVT em função da rotação do


A Fig 6.3 mostra a variação da vazão em função da rotação para uma

pressão de 500mbar. Novamente as três condições de defasagem das válvulas

foram analisadas, isto é, 00, 250 e 500. Observa-se que após 5000 rpm o VVT

em 250 apresentou um valor de vazão superior aos demais. A indicação de tal

aumento na vazão está vinculada aos fenômenos de onda que ocorrem no

interior do conduto e que, nestas condições, favorecem o escoamento.

98


0

50

100

150

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500

Rotação [rpm]

Vazão d

e A

r [ Kg/h]

0º

25º

50º

Figura 6.3 –Vazão mássica para as três posições do VVT em função da rotação do


Na Fig 6.4, para a pressão de 300mbar são apresentadas somente as

posições de 00 e 250 VVT e não a curva com 500 VVT, uma vez que nesta

condição o motor apresentou funcionamento irregular, devido principalmente

aos efeitos do escoamento reverso na admissão e a baixa inércia dos gases.

As duas curvas apresentam um comportamento similar, à exceção da rotação

de 2500 rpm, onde para 250 VVT a vazão mássica foi bem menor.

99


0

25

50

75

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000

Rotação[rpm]

Vazão d

e A

r [ Kg/h]

0º

25º

Figura 6.4 – Variação da vazão para as três posições do VVT em função da rotação do


Pode ser identificado, pelas Fig 6.1 a 6.4, que à medida que se aumenta a

pressão no coletor de admissão de 300mbar para 900mbar aumenta-se a

vazão mássica. Para rotações acima de 5000 rpm o VVT apresentou uma

maior influência.

O valor máximo de vazão com 300mbar de pressão no coletor é igual a

54kg/h e para a pressão de 900mbar de 201kg/h, sendo aproximadamente

quatro vezes maior, implicando em um aumento da eficiência volumétrica que

foram calculadas e se apresentam no Apêndice B.

6.2. Comparação da potência para as posições do VVT

As curvas de potência em função da rotação do eixo virabrequim, para

quatro condições de pressão no coletor de admissão: 900mbar, 700mbar,

500mbar e 300mbar e para as três posições do variador de fase: 00, 250 e 500

são apresentadas nas Fig. 6.5 a 6.8.

100

Inicialmente pode-se observar que à medida que se atrasa o eixo

comando de válvulas de 00 para 500, altera-se o comportamento da curva de

potência, a exemplo das curvas de vazão anteriormente mostradas. É ainda

importante comentar que há uma relação direta entre os graficos das Fig. 6.1 a

6.4 e os agora apresentados.

As curvas de potência foram obtidas em dinamômetro e permitem avaliar

o desempenho do motor a plena carga e demais situações de operações. A

partir dos dados da Fig 6.5, para a pressão no coletor de 900mbar, na faixa de

rotação de 1500 rpm e 5250 rpm, com VVT em 00, obtém-se a melhor curva de

desempenho do motor com ganho de 5 cv em relação à curva de 250 de VVT.

Os valores de incerteza são apresentados no Apêndice B. Acima de 5250 rpm

o VVT em 250 apresenta um ganho em potência de 2cv em relação à curva de

00 de VVT e 28 cv em relação à curva para 500 de VVT.

101

Potência x Rotação - 900mbar

0.0

5.0

10.0

15.0

20.0

25.0

30.0

35.0

40.0

45.0

50.0

55.0

60.0

65.0

70.0

75.0

80.0

1000 2000 3000 4000 5000 6000

Rotação [rpm]

Potência [CV]

0º

25º

50º

Figura 6.5 – Potência para as três posições do VVT em função da rotação do eixo

virabrequim para pressão no coletor de 900mbar.

A perda de potência para a defasagem de 500 do VVT é expressiva, e

ocorre em razão dos tempos de abertura e fechamento das válvulas de

admissão e de descarga. Quando se atrasa a abertura da válvula de admissão

em 500 e conseqüentemente a de descarga, a abertura da válvula de admissão

ocorre no momento em que o pistão se encontra após o ponto morto superior.

Este atraso não permite que a mistura fresca de ar aproveite a inércia dos

gases de exaustão que estão sendo expulsos do cilindro, chamado de efeito

RAM, conforme exemplificado anteriormente no item 2.1.

102

Para um melhor entendimento e mapeamento do motor foram geradas as

curvas de potência para as pressões 700 mbar, 500 mbar e 300 mbar, com os

ângulos de VVT em 00, 250 e 500.

Na Fig 6.6 é apresentada a curva de potência para a pressão no coletor

de 700mbar. Observa-se que o comportamento da curva se assemelha ao da

curva de 900 mbar. Analisando a condição de VVT de 00, para a faixa de

rotação de 1500 a 5000 rpm, a maior diferença encontrada na potência foi de

13 cv em relação ao VVT de 250. Em relação ao VVT de 500 a maior diferença

de potência encontrada foi de 18cv. Pode-se observar que à medida que se

atrasa o VVT, a potência do motor diminui e a magnitude para a pressão de

700mbar é menor em relação à pressão de 900mbar. A maior incerteza foi de

1,0 cv para a condição de 6000 rpm e 900mbar. Para a rotação acima de 5000

rpm a máxima diferença de potência encontrada foi de 5cv com VVT 250 e 6000

rpm.


0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

1000 2000 3000 4000 5000 6000

Rotação [rpm]

Potência [CV]

0º

25º

50º



103

Na Fig 6.7 é apresentada a curva de potência em função da rotação do

eixo virabrequim nas três posições do VVT para a pressão no coletor de

500mbar. A potência na faixa de rotação de 1500 a 5000 rpm, para VVT de 00

é maior em relação ao VVT de 250, atingindo valores superiores a 10 cv. A

perda expressiva para 500 do VVT é causada pelos fenômenos já comentados

anteriormente (atraso no fechamento das válvulas), mas que se acentuam em

razão da elevada defasagem. A mesma observação pode ser efetuada para as

defasagens de 00 e 250, acima de 5000 rpm, em que há um aumento de 8 cv

para a posição de 250 do VVT.


0

5

10

15

20

25

30

35

40

1000 2000 3000 4000 5000 6000

Rotação [rpm]

Potência [CV]

0º

25º

50º

Figura 6.7 – Potência para as três posições do VVT em função do rotação do eixo


104

Na Fig 6.8 é apresentada a curva de potência com a pressão no coletor de

300mbar. A curva é semelhante àquela encontrada para a pressão de

500mbar. A curva para VVT em 500 não está mostrada devido às

irregularidades da combustão. Na faixa de rotação de 1500 a 4000 rpm, para

VVT em 00, a potência é maior em relação ao VVT 250.


0

5

10

15

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500

Rotação [rpm]

Potência [CV]

0º

25º



6.3. Análise de Potência e Consumo Específico em função da variação

do ângulo de VVT

Nos gráficos das Fig. 6.9 a 6.12 é apresentado um estudo comparativo do

perfil das curvas de potência e consumo específico em função da pressão para

as rotações de 3000 e 6000 rpm. Estas rotações foram escolhidas por

105

representarem uma rotação em uma faixa intermediária e outra em faixa

superior. Nesses gráficos é possível analisar a influência da variação do ângulo

de VVT entre 00, 250 e 500 na potência e no consumo específico. Os gráficos

para o perfil de torque das rotações de 3000 e 6000 rpm são apresentados no

Apêndice C, além dos gráficos de potência, torque e consumo específico para

a rotação de 1500 rpm. Para os valores apresentados, a maior incerteza foi de

1 cv, razão pela qual não serão mostradas nos gráficos as magnitudes das

barras de incerteza.

Variação do Potência x VVT - 3000rpm

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

0 25 50

VVT [ Graus ]

Pot

ênci

a [c

v ]

400 mbar500 mbar600 mbar700 mbar800 mbar900 mbar

Figura 6.9 – Variação da potência para rotação de 3000 rpm para as três posições do VVT

em função da pressão no coletor de admissão.

No gráfico da Fig 6.9 é apresentada a variação da potência em função da

variação do ângulo de VVT para as pressões de 400mbar a 900mbar e rotação

de 3000 rpm. Observa-se que para o ângulo de VVT em 00 obtêm-se valores

maiores de potência em relação ao VVT de 250 e 500. Essa perda de potência

para os ângulos de desafagem de 250 e 500 de VVT na rotação de 3000 rpm é

devida à abertura da válvula de admissão ocorrer após o ponto morto superior.

Esse atraso gera uma perda de potência devido a uma diminuição da

quantidade de mistura (Ar / Combustível) que é admitida no interior do cilindro

106

em relação ao VVT de 00. Ao se alterar o VVT de 00 para 250 e 500 ocorre uma

perda de potência. Entretanto, ocorre um ganho no consumo de combustível,

além da possibilidade de se identificar regiões de menor consumo, conforme

mostrado na Fig. 6.10.

Variação do Consumo x VVT - 3000rpm

100

200

300

400

500

600

700

800

0 25 50

VVT [ Graus ]

Con

sum

o[ g

/cv.

h]


Figura 6.10 – Variação do Consumo Específico para rotação de 3000 rpm para as três

posições do VVT em função da pressão no coletor de admissão.

Apesar do gráfico da Fig. 6.10 indicar um consumo específico

praticamente igual entre 00 e 250 do VVT, com exceção da pressão de

400mbar, os valores indicam um ganho para o VVT em 250 da ordem de 2%.

Os valores de consumo estão apresentados no Apêndice IV. Melhorias no

consumo específico da ordem de 2% podem inicialmente ser consideradas

pequenas, mas na realidade são vantajosas em motores cujo objetivo seja a

redução de consumo.

Caso sejam adotadas outras tecnologias para a redução do consumo de

combustível, em substituição ao VVT, como coletor variável, óleo de baixo fator

de atrito, pistões / bielas e válvulas com menor fator de atrito e

conseqüentemente mais leves, espera-se uma redução do consumo da ordem

de 4%. Assim, a tecnologia do VVT possui as mesmas vantagens que aquelas

mencionadas anteriormente, porém sem gerar grandes impactos no projeto dos

motores.

107

Os resultados para a condição de 250 em relação ao VVT de 500 indicam

ganhos superiores a 10% para a defasagem de 250 de VVT (vide Apêndice C).

A explicação para esse fato é que à medida que se atrasa o ângulo de VVT

certa quantidade de gases queimados do ciclo anterior permanece no cilindro

e, na admissão de uma nova mistura de Ar/Combustível do ciclo posterior torna

a mistura mais pobre. A conseqüência é que o sistema de controle motor injeta

mais combustível e conseqüentemente há um maior consumo do mesmo.

No gráfico da Fig 6.11 é apresentada a variação da potência em função

da variação do ângulo de VVT da rotação de 6000 rpm para as pressões de

400mbar a 900mbar. No ângulo do VVT em 250 se encontram os maiores

valores de potência e é a partir desse aumento de potência que se obtem

ganhos da ordem de 40% e 20% para as pressões de 400 mbar e 500 mbar,

respectivamente, em relação ao VVT de 0º. Os valores de consumo de

combustível são apresentados na figura 6.12.

Para as pressões maiores, 800mbar e 900mbar, os ganhos relativos foram

de 7% e 3%, respectivamente. Esse ganho de potência em relação aos

ângulos de desafagem 0º a 50º de VVT na rotação 6000 rpm são

provavelmente devidos ao ajuste entre a freqüência de ressonância do conduto

de admissão (f = 51,56 Hz) e a freqüência da válvula, neste caso igual a 50 Hz.

Entretanto, um aprofundamento do estudo deverá ser realizado para a

validação no referido ponto.

108


0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

0 25 50

VVT [ Graus ]

Pot

ênci

a [c

v ]


Figura 6.11 – Variação da potência para rotação de 60000 rpm para as três posições do

VVT em função da pressão no coletor de admissão.

O fato é que há uma maior quantidade de ar para o interior do cilindro,

obtendo-se uma maior potência para a condição de 25º de VVT para 6000 rpm.


200

250

300

350

400

450

0 25 50

VVT [Graus]

Con

sum

o[ g

/Cv.

h]


Figura 6.12 – Variação do consumo específico para rotação de 6000 rpm para as três

posições do VVT em função da pressão no coletor de admissão.

109

A partir dos dados apresentados na Fig 6.12 e no Apêndice IV, verifica-se

que para as pressões de 400mbar e 500mbar os ganhos em relação ao VVT de

0º são respectivamente 30% e 10%, enquanto que para o VVT de 50º os

ganhos foram 22% e 15%, respectivamente. Esses valores de ganho para as

pressões de 400mbar e 500mbar são representativos e justificam a utilização

do VVT na redução de consumo.

6.4. Análise Espectral das Ondas de Pressão

A partir das ondas de pressão obtidas das medições no coletor de

admissão foram realizadas análises espectrais objetivando determinar as

freqüências características do sinal de pressão e a interação entre o conduto

de admissão e as válvulas.

Nas análises espectrais foram avaliadas as rotações de 3000 e 6000 rpm

com o VVT em 00, 250 e 500 graus e com as pressões do coletor de admissão

em 900mbar ( plena carga ) e 400mbar (Fig. 6.13 a 6.14). Esses valores de

pressão foram escolhidos uma vez que representam os limites superior e

inferior da faixa operacional estudada. A pressão de 900mbar possui uma

maior amplitude e consequentemente maiores efeitos sobre a dinâmica do

conduto de admissão, com efeitos na potência e no torque. Para a pressão de

400mbar, limite inferior dos experimentos, a amplitude é menor, gerando

menores efeitos sobre o sistema de admissão, e conseqüentemente uma

potência e torque menores. Entretanto, o efeito benéfico, como observado no

item 6.3, é o ganho no consumo de combustível.

Para as rotações do motor de 3000 e 6000 rpm as freqüências são 50 e

100 Hz, respectivamente, correspondendo às freqüências das válvulas de 25 e

50 Hz. Tais freqüências serão consideradas como base para as análises

espectrais.

110

A Fig. 6.13 mostra a amplitude da pressão em função da freqüência de

excitação para a rotação de 6000 rpm, VVT de 500 e pressão de 900mbar para

o duto do primeiro cilindro. Nota-se uma amplificação da pressão iniciando-se

pela freqüência fundamental até o segundo harmônico, e posteriormente uma

redução da pressão. A freqüência fundamental de 50 Hz das válvulas está

relacionada com uma das freqüências de ressonância do sistema de aspiração,

valor igual a 51,56 Hz. O segundo harmônico (150 Hz) possui a maior

amplitude de pressão. A razão da maior amplitude localizar-se em 150 Hz

evidencia que há uma ressonância em tal freqüência. Estudos posteriores

deverão ser conduzidos na determinação da fonte geradora da amplificação do

sinal de pressão nesta freqüência, uma vez que não foi possível tal

identificação.

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 5500

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

Frequencia HZ

Pre

ssão

(ba

r)

6000Rpm 50VVT 900mbar.asc

Cilindro 1

Figura 6.13 – Análise espectral para rotação de 6000 rpm do cilindro 1 para a posição do

VVT em 500 e pressão de 900mbar.

111

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 5500

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

Frequencia HZ

Pre

ssão

(ba

r)

6000Rpm 50VVT 300mbar.asc

Cilindro 1

Figura 6.14 – Análise espectral para rotação de 6000 rpm do cilindro 1 para a posição do

VVT em 50 graus e pressão de 400mbar.

A Fig. 6.14 apresenta a análise espectral para a rotação de 6000rpm, VVT

de 500 e pressão de 400mbar para o duto do primeiro cilindro. De forma

análoga à Fig. 6.13, as amplitudes da pressão seguem o mesmo padrão,

apresentando um pico máximo em 150 Hz. A única diferença ocorre nas

magnitudes das amplitudes de pressão, que neste caso possuem valores

menores que aqueles apresentados na Fig. 6.13.

A Fig. 6.15 mostra a análise espectral para a rotação de 3000 rpm do VVT

em 50º e pressão de 900mbar para o duto do primeiro cilindro. Como era de se

esperar, o primeiro pico é aquele da freqüência fundamental (25 Hz), seguido

dos harmônicos de mais alta ordem. A maior amplitude de pressão encontra-se

na freqüência de 100 Hz, indicando um componente de ressonância.

Entretanto, de forma análoga àquela comentada para a rotação de 6000 rpm,

não foi possível identificar a razão de amplificação nesta freqüência.

Ao comparar a Fig 6.13 com a Fig. 6.15 verifica-se que a amplitude de

pressão de 3000 rpm 50VVT a 900mbar é menor em 50% em relação a 6000

rpm 50VVT e 900mbar.

112

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 5500

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

Frequencia HZ

Pre

ssão

(ba

r)

3000rpm 50VVT 900mbar.asc

Cilindro 1

Figura 6.15 – Analise espectral para rotação de 3000 rpm do cilindro 1 para a posição do

VVT em 500 e pressão de 900mbar.

As Fig. 6.16 a 6.18 apresentam as ondas de pressão para o 4º cilindro e

pressão de 900 mbar para as rotações de 3000, 4500 e 6000 rpm,

respectivamente. As defasagens de VVT em 0, 25 e 50º são apresentadas,

bem como as marcações de abertura e fechamento da válvula.

-0.1

-0.08

-0.06

-0.04

-0.02

0

0.02

0.04

0.06

0.08

0.1

0 100 200 300 400 500 600 700

Ângulo Virabrequim [ Graus ]

Pre

ssão

( B

ar )

3000 rpm VVT 50 900mbar

3000 rpm VVT 25 900mba

3000 rpm VVT 0 900mbar

sincronismo

Abertura da Válvula Admissão 4º Cil Fechamento da Válvula Admissão 4ºCil

Figura 6.16 – Ondas de pressão para rotação de 3000 rpm do cilindro 4 e pressão de

900mbar para VVT de 00, 250, 500 .

113

Através das Figuras observa-se que os picos de pressão durante o

período de abertura da válvula ocorrem primeiramente para o VVT em 0o,

seguido do de em 25º e por fim o de VVT em 500. O pico de VVT em 50º (Fig.

6.18) ocorre após o fechamento da válvula. Existe uma relação entre os picos

de pressão e a vazão mássica (Fig. 6.1) e também a potência (Fig. 6.5).

Sabe-se que existe uma relação entre a vazão mássica e o fechamento da

válvula de aspiração. Os estudos apresentados na bibliográfica mostram que

no momento de fechamento da válvula, se a onda de pressão possui um pico

positivo nas imediações da porta da válvula, há uma indicação de um maior

enchimento da câmara de combustão, uma vez que a diferença entre a

pressão seria maior entre a porta da válvula e o interior do cilindro. Os picos

das ondas de pressão apresentam o mesmo comportamento nas Fig. 6.15 e

6.16. Na Fig. 6.17, observa-se que o pico da onda de pressão de 00 ocorre não

nas proximidades da porta da válvula, mas sim na média do intervalo de

abertura. Assim, a onda cujo pico está nas proximidades da porta da válvula é

a de 250 do VVT, pois a de 500 apresenta um pico após o fechamento da

válvula. Pela Fig. 6.5 foi mostrado que o VVT em 25º, para a rotação de 6000

rpm, apresenta a maior potência, indicando assim a relação entre os picos da

onda de pressão e o fechamento da válvula de aspiração.

-0.1

-0.05

0

0.05

0.1

0.15

0 100 200 300 400 500 600 700

Angulo Virabrequim [ Graus ]

Pre

ssão

( b

ar )

4500 50VVT 900mbar

4500 25VVT 900mbar

4500 0 VVT 900mbar

Sincronismo



900mbar.

114

Outro aspecto importante observado é que as magnitudes dos picos de

pressão, na comparação entre as três Figuras (6.16 a 6.18) apresentam

valores crescentes, isto é, os picos de pressão para 3000 rpm são menores

que os de 4500 rpm, que são menores que aqueles de 6000 rpm.

-0.2

-0.15

-0.1

-0.05

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0 100 200 300 400 500 600 700

Angulo Virabrequim [ Graus]

Pre

ssão

( b

ar)

6000 50VVT 900mbar

6000 25VVT 900mbar

6000 0VVT 900mbar

Sincronismo



900mbar.

Apesar da magnitude do pico de pressão do VVT em 0o e 6000 rpm ser

maior que o do VVT em 25o (Fig. 6.18), o mesmo não se apresenta nas

imediações da porta da válvula.

115

7. CONCLUSÃO

Neste capítulo são apresentadas as conclusões a partir dos resultados

dos testes experimentais, além de sugestões para trabalhos futuros.

• Três posições de defasagem das válvulas de admissão foram testadas,

0o, 25º e 50º de VVT, evidenciando-se a influência das variações

angulares não somente na vazão mássica de ar admitido, mas também

em grandezas como potência e consumo específico.

• Para as variações de pressão de 500mbar, 700mbar e 900 mbar, os

valores de vazão e potência obtidos para o VVT em 25º são maiores a

partir de 5500 rpm, mostrando que nestas rotações há um ganho de tais

parâmetros com a variação do VVT.

• A curva de consumo especifico em função do ângulo de VVT para a

rotação de 3000 rpm mostra um consumo específico próximo para as

pressões de 500 a 900 mbar. A pressão de 400 mbar apresentou o

maior consumo específico em todas as posições do VVT.

• Para a rotação de 6000 rpm, os valores de potência obtidos indicam

uma melhora para o VVT em 25º para as faixas de pressão estudadas

em comparação com os ângulos de 0o e 50º.

• Com relação ao consumo específico, na rotação de 6000 rpm, os

resultados mostram um maior consumo na menor pressão, 400 mbar,

para todos os valores angulares do VVT.

• A partir das ondas de pressão obtidas na porta da válvula, os resultados

mostram que os picos das ondas ocorrem em pontos diferentes do

intervalo de abertura. Para as rotações de 3000, 4500 e 6000 rpm, e

116

variações de defasagem de 0o, 25º e 50º , os resultados indicam que há

uma relação entre a vazão mássica de ar admitida e os picos das ondas

de pressão. Quando os picos ocorrem nas imediações da porta da

válvula, a quantidade de massa admitida é maior.

7.1. Sugestões para Trabalhos Futuros

• Estudo da influência da defasagem das válvulas de admissão no motor

com menores intervalos de variação do VVT.

• Estudo da influência da defasagem dinâmica das válvulas de admissão

em motores com coletor de admissão variável

• Estudo da influência da defasagem das válvulas em motores com 16

válvulas, equipados com o variador de fase, na admissão e na descarga.

• Estudo da influência da defasagem das válvulas de admissão com motor

equipado com ressonador de Helmholtz.

117

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

ABNT, 1982, “Apresentação de Desempenho de Motores ACI (Alternativos de

Combustão Interna)”, NBR 5477.

ABNT, 1996, “Veículos Rodoviários – Código de Ensaio de Motores – Potência

Líquida Efetiva”, NBR ISO 1585.

Anderson, M; Tsao, T-C e; Levin, M., 1998, “Adaptive Lift Control for a Camless

Electrohydraulic Valvetrain”. SAE Paper No. 981029.

Asmus, T. W.,1982, “Valve Events and the Engine Operation”, SAE, Paper n.

820749.

Asmus, T. W., 1991, “Perspectives on Aplications of Variable Valve Timing”,

SAE, Paper n. 910445.

Benajes, J., Reyes, E., Galindo, J., Peidro, J., 1997, “Predesign Model for

Intake Manifolds in Internal Combustion Engines”, Engine Modeling - S A E,

Paper n. 970055.

Benson R.S., 1973, “A comprehensive digital computer program to simulate a

compression ignition engine including intake and exhaust systems”. SAE Paper

Nº 710173.

Benson R.S., 1982, “The thermodynamics and gas dynamics of internal

combustion engines” Vol. I, Oxford University Pres.

118

Benson R.S., 1986, “The thermodynamics and gas dynamics of internal

combustion engines” Vol. II, Oxford University Press.

BMW. The 316ti compact is the first production car in the world featuring an

engine controlled by a Valvetronic air supply. BMW World, 2006. Disponível em:

<http://www.bmwworld.com/engines/valvetronic.htm> Acesso em: 24 de março

de 2007.

Broome, D., 1969, “Induction ram: Parts 1-3, Auto Engr., April issue, 130-133;

May issue, 180-184; June issue, 266-267.

Cunha, S. B. Hedrick, J. K., Pisano, A. P., 2000, “Variable Valve Timing By

Means of a Hydraulic Actuation”, Variable Valve Actuation 2000 – SAE, 2000-

01-1220, pág. 1-17.

Dresner, T.; Barkan, P., 1989, “A Review of Variable Valve Timing Benefits and

Modes of Operation. Stanford University”. SAE paper No. 891676.

Dzung, L. A., 1952, “Pressure pulsation in air intake of a supercharge internal

combustion engine”, Brown Boveri, Rev. 52, 190-203.

Engelman, H. W., 1953, Tuned manifold: supercharging without a blower”,

ASME paper 53-DGP-4.

Fontana G., Galloni E., Palmaccio R. e Torella E., 2006, “The influence of

Variable Valve Time on the Combustion Process of a Small Spark-Ignition

Engine”, SAE Paper Nº2006 – 01-0446.

Fukutani, I e Watanabe, E., 1979, “An analysis of the volumetric efficiency

characteristics of four stroke cycle engines using Mean Inlet Mach Number Min”

SAE paper 790484.

119

GOODYEAR, Motores SOHC quatro cilindros. 2005. Disponível em:

<http://www.goodyear.com.br/engineeringproducts> Acesso em: 29 novembro

2007.

Hanriot, S. M., Valle, R. M., Medeiros, M. A. F., 1999, “Estudo experimental dos

fenômenos pulsantes em um coletor de aspiração de tubo reto de um motor de

combustão interna alternativo”, Anais do IV Congresso Iberoamericano de

Ingenieria Mecânica, Santiago do Chile.

Hanriot, S. M., 2001, Estudo dos Fenômenos Pulsantes do Escoamento de ar

nos Condutos de Admissão em Motores de Combustão Interna, Tese de

Doutorado, Departamento de Engenharia Mecânica, UFMG, Belo Horizonte,

MG, Brasil.

Hatano, K., Iida, K., HIgashi, H., Murata, S., 1993, “Development of a New

Multi-Mode Variable valve Timing Engine”. SAE PAPER 930878.

Heywood, J. B., 1988, “Internal Combustion Engine Fundamentals”, USA,

McGraw Hill.

Johansson, B., e Söderberg, F., 1996, “The Effect of Valve Strategy on In-

Cylinder Flow and Combustion”, Variable Valve Actuation and Power Boost -

SAE, Paper n.960582.

Jost, K., 2001, Automotive Engineering International Magazine, Society of

Automotive Engineers, Inc.

Kinsler, L. E., Frey, A. R., Coppens, A. B., Sanders, J. V., 1980, Fundamentals

of Acoustics, Jonh Wiley & Sons.

120

Kline, S. J. e McClintock, F. A., 1953, Describing Uncertainties im Single Sampl

Experiments, Mechanical Engineering, Vol. 75, pp. 3-8.

Kohany, T., e Sher, E., 1999, “Using the 2nd Law of Thermodynamics to

Optimize Variable Valve Timing for Maximizing Torque in a Throttled SI

Engine”, SAE, Paper n. 1999-01-0328.

Kreuter, P. et al., 1992, “Strategies to Improve SI-Engine Performance by

Means of Variable Intake Lift, Timing and Duration”, SAE, Paper n. 920449.

Kreuter, P. Heuser, P., Reinicke-Murmann, J., Erz, R., Peter, U., 1999, “The

Meta VVH System – The Advantages of Continuously Mechanical Variable

Valve Timing”, SAE, Paper n. 1999-01-0329.

Lancefield, T. Methley, L., Räse, U., Kuhn, T., 2000, “The Application of

Variable Event Valve Timing to a Modern Diesel Engine”, Variable Valve

Actuation 2000 – SAE, 2000-01-1229, pág. 105-118.

Lenz, H. P., Geringer, B., Smetana, G., Dachs, A., 1989, “Initial Test Results of

an Hydraulic Variable – Valve Actuation System on a Firing Engine”, SAE,

Paper n. 890678.

Leone, T. G., Christenson, E. J. e Stein, R. A., 1996, “Comparasion of Variable

Camshaft Timing Strategies at Part Load”, SAE 960584.

Levin, M. B.; Schechter M. M., 1996, “Camless Engine”, International Congress

& Exposition. SAE Technical Paper Series. No. 960581, Detroit, Michigan,

February 25-29, 1996.

121

Lutz, O., 1939/40, “Über Resonanzschwingungen in den Ansangund

Auspuffleitungen von reihen Motoren”: Part I, Luftfahrtforschung, 16, 139-147.

Martin Pischinger, Wolfgang, Salber, Frank van der Staay Henning

Baumgartern, Hans Kemper, 2000, ”Benefits of the Electromechanical Valve

Train in Vehicle Operation”, SAE Paper No 2000-01-1223.

Nagao, F.; Nishiwaki, K.; Yokoyama, F., 1969, “Relation between inlet valve

closing angle and volumetric efficiency of a four stroke engine”, Bulletin of the

JSME. 1969, Vol. 12, Nº 52, pp 894-901.

Ogura, M. e Sasaki, T., 2003, “Performance improvement of a Four-Cylinder

Gasoline engine with continuous Variable Valve Time Mechanism Using a

Three-Dimensional Cam”, SAE, Paper Nº2003 – 32-0052/2003-4352.

Ohata, A. e Ishiada, Y. 1982, “Dynamics of the inlet system of a four-stroke

engine”, NACA TN 935.

Ohata, A. e Ishida, Y., 1982, “Dynamic inlet pressure and volumetric efficiency

of four cycle engine, SAE 820407

Ohyama, Y., 2003, “Simultaneous control of Air/fuel Ratio and Intake, Exhaust

Valve timing for HCCI Operation”, SAE, Paper Nº2003 – 01-1084.

Pearson, R. J.,1988, “A linear model for the synthesis of intake manifolds, MSc

thesis, Departament of Mechanical Engineering, UMIST, Manchester, UK.

122

Pereira, L. V. M. ; PINTO, A. A. ; HANRIOT, S. M. ; SODRÉ, J. R.;

RODRIGUES, E. C. Analyis of the Fluid Flow in Two Intake Pipes with a

Junction. In: COBEM 2003 - 17th International Congress of Mechanical

Engineering, 2003, São Paulo. Proceedings of the 17th International Congress

of Mechanical Engineering. Rio de Janeiro : ABCM, 2003. v. 1. p. 1-9.

Pereira, L. V. M. ; PIRES, L. B. M. ; PINTO, A. A. ; HANRIOT, S. M.; SODRÉ, J.

R. . Effects of Intake Valves Phase Shift on Engine Air Charge. In: SAE. (Org.).

New Powertrain Systems and Components (SP-1902). Warrendale, PA, USA,

2004, v.1 , p. 1-8.

Pierik, Ronald J. e Burkhard, James F., 2000, “Design and Development of a

Mechanical Variable Valve Actuations System”, SAE Paper Nº 2000-01-1221.

Pires, L. B. M., 2003, Análise Numérica dos Efeitos da Defasagem da Abertura

das Válvulas de Admissão nos Motores de Combustão Interna Alternativo,

Dissertação de Mestrado, Programa de Pós-Graduação em Engenharia

Mecânica, PUC Minas, Belo Horizonte, MG, Brasil.

Pischinger, M., Salber, W., Staay, F., Van der, Henning Baumgarten e Kemper,

H., 2000, “Benefits of the Electromechanical Valve Train in Vehicle Operation”,

SAE Paper 2000-01-1223.

Porges, G., 1977, Applied Acoustics. Edward Arnold

PORSHE Company. Variocam - Porshe 911. Disponível em:

<http://www.porsche.com/usa/models/911/911-turbo/indetail/drive/> Acesso em:

18 de março de 2007.

Ryti, M., 1965, “Pulsations on air intake systems of turbocharged diesel

engines”, Brown Boveri, Rev. 52, 190-203.

123

Schirm, Eduardo, 2003, Aceleração do Motor através da Variação do Ângulo de

Abertura da Válvula de Admissão, Dissertação de Mestrado, Departamento de

Engenharia Mecânica, UFMG, Belo Horizonte, MG, Brasil.

Soares, S. M. C., 2000, Efeitos da Temperatura, Pressão e Umidade do Ar

Atmosférico no Desempenho de um Automóvel, Dissertação de Mestrado,

Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, PUC Minas, Belo

Horizonte, MG, Brasil.

Söderberg, F., e Johansson, B., 1997, “Fluid Flow, Combustion and Efficiency

with Early or Late Inlet Valve Closing”, Combustion and Emission Formation in

SI Engines - SAE, Paper n.972937.

Sodré, J. R. e Soares S. M. C., 2003, “Comparision of Engine Power Correction

Factors for Varying Atmospheric Conditions, Revista Brasileira de Ciências

Mecânicas. Rio de Janeiro, v.25, nº 3, Pág. 279-284.

Taylor, C. F., Livengood, J. C., e Tsai, D. H.,1955, “Dynamics in the inlet

system of a four-stroke single engine”, Trans. ASME, 1133 – 1145.

Taylor, C. F, 1985, “The internal combustion engine in theory and practice, Vol.

1”, 2nd Ed. 1985, MIT Press.

Tsao, T. C. et al., 2000, ”Electrohydraulic Valvetrain for Direct Injection

Compression Ignition Camless Engine Operations – Phase I Project Final

report”. Department of Energy CARAT program. DOE DEFC02-98EE50540.

Univesity of Illinois at Urbana-Chapaign and University of California, Santa

Barbara, United States.

Tutle, J. H, 1982, “Controlling Engine Load by Early Intake Valve Closing”, SAE

Paper 8203408.

124

Urata, Y, Umiyana, H.; Shimizu K.; Fujiyoshi, Y.; Sono, H.; Fukuo, K., 1993, “A

Study of vehicle Equipped with No Throttling S.I. Engine with early intake close

mechanism”, SAE 930820.

Winterbone, D. E., e Pearson, R. J., 1999, Design Techniques for Engine

Manifolds – Wave action methods for IC engines, USA, SAE International.

Winterbone, D. E., e Pearson, R. J., 2000, Theory of Engine Manifolds Design –

Wave action methods for IC engines, USA, SAE International.

Winterbone, D. E., 1990, “Internal combustion engineering: Science and

technology”, ( Edited by J.H. Weaving ), Chapter 13 ( Elsevier Science

Puplishers Limited ).

Yagi, S., Ishizuy, A., e Fujii, I., 1970, “Research and development if high speed,

high performance, smal displacement Honda engines”, SAE paper 700122.z

125

APÊNDICE A – Motor de Combustão Interna

O motor de ignição por centelha elétrica (ICE) começou a ser concebido

em 1862 quando, o físico francês Alphonse Beau de Rochas propôs as

condições necessárias para que um motor de combustão interna quatro tempos

funcionasse com um máximo de economia.

Rochas chegou a descrever também a seqüência de eventos, por meio do

qual a economia e a eficiência poderiam ser conseguidas. Essa seqüência, que

totalizava 4 tempos é, em síntese, o que hoje ocorre basicamente em quase

todo motor ICE. Porém, Rochas ( 1890 ) não chegou a construir motor algum,

tendo apenas formulado as condições de funcionamento econômico que ele

havia imaginado.

O motor foi construído experimentalmente apenas em 1872, e só foi

realizado praticamente em 1876 por Nikolaus Otto, que foi, inclusive, quem

determinou o ciclo teórico sob o qual trabalha o motor ICE. Quando a firma

alemã Otto und Langen passou a fabricar os motores a 4 tempos, de pistões

móveis ligados a um virabrequim, este tipo de motor passou a se chamar

popularmente de motor Otto. (Milhor, 2002, p. 3)

O propósito de motores de combustão interna é a produção de energia

mecânica através da energia química contida nos combustíveis. Em motores

de combustão interna a energia é disponibilizada através da queima ou

oxidação do combustível dentro do motor. A mistura de ar combustível antes da

queima e os gases queimados realizam trabalho sobre os pistões. São esses

gases transferidos que se transformam em energia, ou seja, a potência

desejada.

Os motores de combustão interna foram denominados no passado,

motores de explosão devido à explosão da mistura ar /combustível dentro do

cilindro para sua transformação em energia térmica, e tiveram como origem o

motor proposto por Huygens, em que o combustível utilizado era a pólvora. Em

1794, Robert Street patenteou um motor de combustão interna que consistia de

um cilindro de potência e outro fazendo o papel de bomba, sendo conectados

pelos extremos de uma haste. Na parte inferior do cilindro de potência era

fornecido calor através da chama. Samuel Brown, em 1826, foi o primeiro a

126

analisar a depressão gerada no interior do cilindro, utilizando o escoamento do

ar para a injeção de gás combustível. Em 1860, os motores se tornaram

comerciais usando os gases da queima do carvão a pressão atmosférica –

onde não havia compressão antes da combustão. J.J E Lenoir desenvolveu a

primeira máquina comercial desse tipo. Gás e ar eram aspirados para dentro

do motor durante a primeira metade do ciclo. O ciclo era completado com um

ciclo de exaustão e sua eficiência era em torno de cinco por cento. Para suprir

esses motores com baixa eficiência térmica e peso excessivo, Otto propôs um

ciclo motor com quatro tempos; aspiração, compressão, ignição e descarga.

Esse protótipo de quatro tempos funcionou em 1876. Uma comparação entre o

motor de Otto e o seu antecessor indica a razão do seu sucesso conforme a

Tabela 2.1.

Tabela 2 – Comparação do motor de quatro tempos Ottom e o motor Otto-Langen

(Heywood,1988).

Nos motores quatro tempos, um ciclo de trabalho corresponde a duas

voltas da árvore de manivelas. Na medida em que a árvore de manivelas

(virabrequim) realiza o movimento rotativo, os pistões se movem dentro dos

cilindros, entre o ponto morto superior (PMS) e o ponto morto inferior (PMI). As

bielas são responsáveis por transmitir o movimento da árvore de manivelas

Otto-

Langen

Otto –

Quatro Tempo

Potencia (HP ) 2 2

Peso ( Lb) 4000 1250

Deslocamento dos pistões

( in3 )

4900 310

Eficiência Mecânica ( % ) 68 84

Eficiência ( %) 11 14

127

para os pistões. Com as duas voltas da árvore de manivelas, quatro tempos

são executados por um cilindro, como ilustra a Fig 1.

Figura 1- Ciclo de trabalho de um motor ciclo Otto (BOSCH, 1995).

Para cada cilindro, um conjunto de válvulas é responsável pela admissão

da mistura ar/combustível e exaustão dos produtos da combustão da mistura.

Denominadas válvula de admissão e válvula de escape respectivamente, elas

podem variar em número de motor para motor. As válvulas são acionadas pelo

eixo comando de válvulas, que por sua vez é acionado pela árvore de

manivelas. Os quatro tempos do funcionamento de um motor estão descritos a

seguir.

Admissão: A admissão se caracteriza pelo movimento do pistão do PMS

para o PMI com a válvula de admissão aberta e a válvula de exaustão fechada.

Com o movimento do pistão, a mistura ar-combustível flui para dentro do

cilindro devido ao diferencial de pressão causado entre a câmara do cilindro e o

coletor de admissão.

Compressão: Durante a compressão, o pistão se desloca do PMI para o

PMS, com as válvulas fechadas, comprimindo a mistura ar-combustível na

câmara de combustão. Antes de o pistão atingir o PMS, o sistema de ignição

produz uma centelha, através da vela de ignição do respectivo cilindro. A

128

centelha provoca a queima da mistura, fazendo com que a pressão no cilindro

se eleve abruptamente.

Expansão: A pressão alta no cilindro, causada pela explosão da mistura,

faz com que o pistão se desloque do PMS para o PMI, com as válvulas ainda

fechadas. É durante a expansão que a energia contida no combustível é

liberada, transformando-se em movimento linear do pistão e logo em seguida

em movimento rotativo no virabrequim.

Exaustão: Na exaustão, o pistão se desloca do PMI para o PMS. A

válvula de exaustão se abre fazendo com que o produto da queima da mistura

ar-combustível seja expelido do cilindro para a atmosfera.

A pressão no cilindro varia com a posição do pistão. A Fig. 2 ilustra esta

variação da pressão no cilindro a abertura e fechamento das válvulas de

admissão e exaustão assim como a fase que está sendo realizada (VAN

Basshuysen; Schäfer,2004).

Figura 2- Variação de pressão no cilindro (BOSCH, 1995).

Em 1892, o engenheiro alemão Rudolf Diesel descreveu uma nova forma

de motor de combustão interna. O conceito de iniciar a combustão através da

injeção de combustível líquido junto com o ar aquecido através da compressão

129

permitiu dobrar a eficiência dos motores de combustão interna. Assim, razões

de expansão muito grande sem detonação se tornaram foram possíveis.

2. COMANDO DE VÁLVULAS

O comando de válvulas está acoplado mecanicamente ao virabrequim,

sendo as rotações dos dois sistemas relacionados. Quando o motor aumenta a

rotação, conseqüentemente faz o comando de válvulas girar numa rotação

maior, segundo uma relação de transmissão fixa. Estas rotações atreladas

resultam na principal limitação do uso do comando de válvulas. Com o giro do

comando de válvulas, os cames a ele acoplados e em interface com as

válvulas do motor fazem a conversão de movimento rotativo em movimento

linear o que resulta na abertura das válvulas, que retornam posteriormente pela

ação de molas, que pode visualizada no exemplo da Fig 3.

Figura 3- Comando de válvulas e virabrequim (GOODYEAR, 2005)

130

Para cumprir sua função, a válvula de admissão deve abrir e a válvula de

escape fechar perto do PMS. Para facilitar o escoamento dos gases de

exaustão para fora do cilindro, a abertura da válvula de exaustão é antecipada

e ocorre antes que o pistão chegue ao PMI. O seu fechamento é atrasado até

um ponto em que o pistão já reverteu seu sentido, no PMS, deslocando-se em

direção ao PMI (Fig 4). De maneira similar, para permitir um melhor

preenchimento do cilindro com a mistura ar/combustível a válvula de admissão

abre antes de o pistão atingir o PMS no tempo de exaustão. A válvula de

admissão permanece aberta durante todo o curso de admissão fechando perto

do início do ciclo de compressão.

Figura 4- Diagrama de tempos de válvulas (HEISLER, 1995).

Quando os períodos de abertura das válvulas de admissão e exaustão

são combinados em dois semicírculos tem-se o diagrama circular de tempos

das válvulas, que pode ser observado na Fig 4(a). Quando os ciclos de

admissão, compressão, expansão e exaustão são mostrados juntamente com

os períodos de abertura das válvulas em um diagrama espiral contínuo, tem-se

o diagrama espiral de tempos de válvulas ilustrado na Fig 4 (b).

131

O movimento angular do virabrequim que ocorre quando as válvulas de

admissão ou exaustão abrem antes do PMS ou PMI respectivamente é

comumente chamado de valve lead angle. O deslocamento antes das válvulas

de admissão e exaustão fecharem depois do PMS e PMI respectivamente, é

denominado valve lag angle. O deslocamento angular total quando as válvulas

de admissão e exaustão estão abertas simultaneamente na região do PMS é

denominado overlap period ou cruzamento de válvulas (FERGUSON;

KIRKPATRICK, 2000; STONE, 1999;HEISLER, 1995).

Uma visualização da abertura e fechamento das válvulas de admissão e

escape e os tempos envolvidos pode ser observada através do diagrama de

tempos e ângulos do virabrequim, (Fig 5) O diagrama mostra,

aproximadamente, que os primeiros 200 de abertura e os últimos 200 de

fechamento das válvulas apresentam uma variação de curso mínima, porém,

entre estes dois extremos o curso muda rapidamente.

Figura 5- Diagrama de tempos – ângulo do virabrequim (DONALDSSON, 2003).

132

APÊNDICE B – Gráficos de Eficiência Volumétrica

Eficiência volumétrica x Rotação - 900mbar

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000

Rotação [rpm]

Eficiência

Volu

métrica [ %

]

0º

25º

50º

Figura 1 – Variação da Eficiência volumétrica para as três posições do VVT em

função do rotação do eixo virabrequim para pressão no coletor de 900mbar.

Eficiência volumétrica x Rotação - 700mbar

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500Rotação [rpm]

Eficiência volu

métrica [%

]

0º

25º

50º


função do rotação do eixo virabrequim para pressão no coletor de 700mbar.

133

Eficiência volumétroca x Rotação - 500mbar

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500

Rotação [rpm]

Eficiência V

olu

métrica [%

]

0º

25º

50º


função da rotação do eixo virabrequim para pressão no coletor de 500mbar.

134

APÊNDICE C – Gráficos de variação do torque e potência em função do

ângulo de VVT

Gráficos de variação do torque e potência para as rotações de 1500, 3000

e 6000 rpm.

Variação do Torque x VVT - 1500rpm

0

2

4

6

8

10

12

0 25 50

VVT [Graus]

Tor

que

[ Kgf

.m ]

400 mbar500 mbar600 mbar700 mbar800 mbar900mbar

Figura 1 – Variação do torque para rotação de 1500 rpm para as três posições do

VVT em função da pressão no coletor de admissão.

135


0

5

10

15

20

25

0 25 50

VVT [Graus]

Pot

ênci

a [C

v ]


Figura 2 – Variação da potência para rotação de 1500 rpm para as três posições do VVT

em função da pressão no coletor de admissão.


100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300

0 25 50

VVT [Graus]

Con

sum

o[ g

/Cv.

h]


Figura 3 – Variação do torque para rotação de 1500 rpm para as três posições do VVT em

função da pressão no coletor de admissão.

136


0

2

4

6

8

10

12

0 25 50

VVT [Graus]

Tor

que

[ Kgf

.m ]





0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

0 25 50

VVT [Graus]

Tor

que

[ Kgf

.m ]




137

Tabelas de variação do torque e potência para as rotações de 3000 e 6000

rpm

• 6000 rpm

138

• 3000 rpm

139

APÊNDICE D – Análise de incerteza das medições experimentais

A incerteza das curvas de torque, potência e consumo específico de

combustível, obtidos dos experimentos realizados ao dinamômetro de bancada,

são provenientes de quatro parâmetros medidos: a força medida na célula de

carga, a rotação do motor, o raio do dinamômetro e a massa de combustível.

Foi utilizado o padrão da norma NBR 1585. (ABNT, 1996), que estabelece a

incerteza total admissível não excedente a 1% em todas as regiões de forças

nas quais a verificação foi realizada neste experimento. Como a maior leitura

da força foi de 149,59 N para a rotação de 3500 rpm, no teste 900mbar 0 VVT

a maior incerteza da força (IF) foi de 1,4959 N. O sistema de medição de

rotação deve ter uma exatidão de 0,5 %, conforme a norma NBR 1585 (ABNT,

1996). Como a maior rotação utilizada nos experimentos foi de 6500 rpm, a

incerteza máxima (In) foi de 32,5 rpm. A distância entre o ponto de aplicação

da força e o centro (conforme manual do fabricante) é 0,7162 m com uma

incerteza de medição (IR) de 0,0001 m.

1 – Incerteza do Torque

A incerteza máxima do torque foi calculada por (Kline e McClintock,

1953):

NmW

RFW

RFfW

13.107

),(

=

⋅=

=

( ) ( )22

22

IRFIFRIRR

WIF

F

WIW ⋅+⋅±=

⋅

∂

∂+

⋅

∂

∂±=

140

sendo,

F – força exercida pelo motor (N);

IF – incerteza da força medida pela célula de carga (N);

IR – incerteza da distância do centro do dinamômetro ao ponto de medição da

a força (m);

IW – incerteza do torque (Nm);

R – distância do centro do dinamômetro ao ponto de medição da força (m);

W – Torque (Nm);

Assim,

( ) ( ) NmIW 071468,10001,059,1494959,17162,0 22±=⋅+⋅±=

2 – Incerteza da Potência

A incerteza máxima associada à potência é dada pela incerteza máxima

calculada para o torque combinada com a incerteza máxima da rotação (Kline e

Mcclintock, 1953):

100060

2

⋅

⋅⋅⋅=

=

nWP

nWfP

π

),(

22

⋅

∂

∂+

⋅

∂

∂±= In

n

PIW

W

PIP

141

22

100060

2

100060

2

⋅

⋅

⋅⋅+

⋅

⋅

⋅⋅±= In

WIW

nIP

ππ

22

5,32100060

2071468,1

100060

2

⋅

⋅

⋅⋅+

⋅

⋅

⋅⋅±=

WnIP

ππ

kWIP 72220,±=

IP= CV9684.0±

Sendo,

F – força exercida pelo motor (N);

In – incerteza da velocidade de rotação do motor (rpm);

IP– incerteza da potência (kW);

n – velocidade de rotação (rpm);

P – potência (kW);

3 – Incerteza do Consumo Específico de Combustível

A incerteza máxima associada ao consumo específico de combustível é

dada pela incerteza relativa à medição da vazão mássica de combustível,

obtida através de uma balança eletrônica que possui a incerteza máxima de

0,12 %. Sabendo que a vazão mássica para o consumo específico máximo

encontrado nos testes foi de 19,75 kg/h, então sua incerteza máxima foi de

0,0237 kg/h. Combinada à incerteza calculada para a potência, tem-se (Kline e

Mcclintock, 1953):

142

P

msfc

Pmfsfc

f

f

&

&

=

= ),(

22

⋅

∂

∂+

⋅

∂

∂±= IP

P

sfc

m

sfcIsfc f

f

mI &&

( )[ ] ( )[ ]2221 IPPmPIsfc ff ⋅⋅+⋅±= −−&&mI

( )[ ] ( )[ ]2221 7222,03,7875,190237,03,78 ⋅⋅+⋅±=−−

Isfc

hCvkgIsfc ./0234.0±=

Sendo,

Isfc – incerteza do consumo específico de combustível (kg/CV.h) ;

fm& –fluxo de combustível (kg/h);

sfc – consumo específico de combustível (kg/CV.h);

4 – Incerteza para a Medição de Pressão

Os transdutores de pressão possuem faixa de 0 a 1 bar, com incerteza de

medição fornecida pelo fabricante igual a ± 0,25 % do valor final de escala.

Associada a essa incerteza do fabricante temos a incerteza referente a

reprodutibilidade na realização dos experimentos, sendo que cada valor está

associado a média de 15 valores e o desvio padrão.

143

Dados do teste de pressão para rotação de 1500 rev/min:

Leitura Indicação

1 0,309

2 0,311

3 0,308

4 0,308

5 0,309

6 0,309

7 0,310

8 0,308

9 0,306

10 0,308

11 0,310

12 0,311

13 0,308

14 0,307

15 0,308

Média 0,310

Desvio padrão0,0014

Análise de incerteza referente ao teste realizado:

Fontes de incertezas Efeitos

sistemáticosEfeitos aleatórios

Símbolo Descrição Correção Valor bruto Tipo de distribuição Divisor ı ı

Re Repetitividade 0,0004 normal 1,0 0,0004 14

R Resolução 0,0005 uniforme 1,7 0,0003 infinito

Cc Correção combinada 0,0000

uc Incerteza padrão combinada normal 0,0005 38

U95% Incerteza expandida (95%) normal 0,0009

barU essão 0009,0Pr =

144

4 – Incerteza para a Medição da Vazão Mássica

No caso em que as grandezas de entrada são estatisticamente

independentes entre si, isto é, não guardam nenhuma forma de sincronismo,

são remotas as chances que as variações aleatórias, associadas a cada

grandeza de entrada, levem a uma combinação em que todos os valores extremos

sejam atingidos ao mesmo tempo. Para este caso, é possível demonstrar que a

forma mais apropriada para combinar estes efeitos é através da soma das

variâncias. A estimativa para a incerteza padrão combinada, nessas condições,

resulta em um número menor do que seria obtido se as grandezas de entrada

fossem tratadas como estatisticamente dependentes.

A incerteza máxima associada a vazão mássica de ar é dada pela

incerteza relativa à medição da pressão e a incerteza relativa à medição de

temperatura do ar aspirado, obtida através do medidor “Map” ( Temperatura e

pressão ) montado no coletor de admissão que possui uma incerteza máxima

de 0,1 % para pressão e 0,5% para a temperatura. Sabendo que a máxima

pressão medida durante os teste foi 91,19 KPa, então sua incerteza máxima

foi de 91,19 Pa e a máxima temperatura media foi 293oK, então sua incerteza

máxima foi de 1.5 oK. Combinada à incerteza calculada para a Vazão, tem-se

(Kline e Mcclintock, 1953):

u(pre) = 91,19Pa;

u(temp)=1,5 oK;

Pre = 91,19KPa;

Temp = 293 oK;

hKgm /201=•

;

222

293

)(

100019,91

)(

201

)(

+

∗=

•

tempupreumu

145

)(•

mu =1.05 Kg/h

14293

)(

14

100019,91

)()(

244

+

∗=

• tempupreumu

refυ

refυ =1.05 Kg/h;

U95 = refυ *K95

U95 =1.05 * 2,2 = 2.31 Kg/h;

Documents

094 Completo