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CENTRO UNIVERSITÁRIO DA FEI
FELIPE HOFFMANN BUSSACOS
ANÁLISE DE UMA ALTERNATIVA PARA O ACIONAMENTO DA BOMBA DE
ÁGUA DE UM SISTEMA DE ARREFECIMENTO AUTOMOTIVO ATRAVÉS DE
SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL
São Bernardo do Campo
2010
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FELIPE HOFFMANN BUSSACOS
ANÁLISE DE UMA ALTERNATIVA PARA O ACIONAMENTO DA BOMBA DE
ÁGUA DE UM SISTEMA DE ARREFECIMENTO AUTOMOTIVO ATRAVÉS DE
SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL
Dissertação de Mestrado apresentada ao Centro
Universitário da FEI para obtenção do título de
Mestre em Engenharia Mecânica, orientado pelo
Prof. Dr. Paulo Eduardo Batista de Mello
São Bernardo do Campo
2010
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AGRADECIMENTO
Agradeço meus pais não apenas o apoio psicológico e financeiro dos meus estudos
mas principalmente por todo empenho que sempre tiveram em proporcionar uma vida feliz e
repleta de momentos marcantes. Também agradeço a minha namorada Thays Simões pelo alto
astral que distribui a todos que estão próximos a ela e por sempre apoiar e acreditar nas
minhas decisões e objetivos, mesmo que estes fatos atrasem o nosso futuro juntos.
Não há como agradecer o empenho e dedicação do meu orientador, prof. Dr. Paulo
Eduardo Batista de Mello. A sua participação foi fundamental para realização deste trabalho,
desde a parte técnica, passando por suas infinitas revisões de todos os tipos, a cobrança por
realizar um trabalho mais fundamentado possível.
Agradeço pelas sugestões do professor Dr. Eric Conrado de Souza, no auxílio do
ajuste do controlador PID do modelo. Apesar de parecerem sugestões elementares,
direcionaram o trabalho de ajuste do controlador, otimizando o controle e poupando bastante
tempo.
Também gostaria de agradecer os professores da banca de qualificação, Dr. Edvaldo
Angelo e Dr. Maurício Ferreira pela minuciosa correção e pareceres os quais foram
importantíssimos para o trabalho.
E por último agradeço os professores da banca de defesa, os professores Dr. Alberto
Hernandez Neto e Dr. Edvaldo Angelo pelo empenho em avaliar e sugerir modificações para
tornar este trabalho cada vez melhor.
RESUMO
O presente trabalho apresenta um modelo numérico do sistema de arrefecimento de um
veículo de porte médio trabalhando com etanol. O levantamento dos parâmetros necessários
para a simulação é discutido em detalhes. Foi utilizado um software específico para a
simulação de sistemas de arrefecimento veiculares. O modelo foi validado através da
comparação com dados experimentais obtidos com um veículo real. A validação foi feita para
várias condições de utilização, entre elas: subida de serra; velocidade máxima; velocidade
constante em estrada, marcha-lenta; ciclo padrão de consumo urbano e ciclo padrão de
consumo rodoviário. A comparação dos resultados numéricos com os resultados
experimentais mostrou que o modelo numérico descreve adequadamente o comportamento do
sistema real, permitindo a avaliação de diferentes alternativas de projeto para o sistema de
arrefecimento. O presente trabalho sugere o uso de uma bomba de água com acionamento
através de um motor elétrico, como alternativa ao acionamento mecânico. Esta proposta visa
melhor estabilização da temperatura de trabalho do motor e por consequência reduzir
consumo de combustível e emissões de poluentes do veículo.
Palavras-chave: Sistema de arrefecimento – gerenciamento térmico de motor de combustão
interna – Bomba de água elétrica
ABSTRACT
The present work presents a numerical model for the cooling system of a midsize vehicle,
running with ethanol. The determination of the parameters needed for the simulation is
discussed in details. One software specific for vehicular cooling systems was used for the
simulations. The model was validated by comparing its results with experimental data
obtained with a real vehicle. The validation was performed for various conditions of use,
including: climb mountains, maximum speed, constant speed on the road, idle; urban
consumption cycle and road consumption cycle. The comparison of numerical results with
experimental results has shown that the numerical model adequately describes the behavior of
the real system, allowing the evaluation of different design alternatives for the cooling system.
The present work suggests the use of a water pump driven by an electric motor, as one
alternative to the mechanically driven pump. This alternative is capable of achieving better
temperature stabilization of the motor and thus reducing the fuel consumption and pollutant
emissions of the vehicle.
Key words: Cooling system – Internal combustion engine thermal management – Electric
water pump
LISTA DE SÍMBOLOS E UNIDADES
A Área interna do duto do radiador ( )
Área total de troca de calor do radiador ( )
Área frontal do trocador de calor ( )
B Constante de troca térmica (J/s*K)
Constante de troca térmica de referência (J/s*K)
BMEP Pressão média efetiva (bar)
Capacidade calorífica do ar (W/K)
Capacidade calorífica do líquido de arrefecimento (W/K)
Maior capacidade calorífica (W/K)
Menor capacidade calorífica (W/K)
Relação entre / (--)
Calor específico do ar (J/kg*K)
Calor específico do bloco do motor (J/kg*K)
Calor específico do líquido de arrefecimento (J/kg*K)
Diâmetro dos dutos do lado do ar (m)
Diâmetro interno dos tubos de passagem do líquido de arrefecimento
do radiador (m)
Passo entre as aletas (m)
Coeficientes de transferência de calor do lado do ar (
Coeficientes de transferência de calor do lado do líquido de
arrefecimento (
Condutividade térmica do ar (W/m*K)
Condutividade térmica do líquido de arrefecimento (W/m*K)
K Coeficiente multiplicador da perda de carga (
Vazão mássica do fluido no interior do duto do radiador (kg/s)
Vazão mássica de ar (kg/s)
Vazão mássica de combustível (kg/s)
Vazão mássica do líquido de arrefecimento (kg/s)
Vazão do líquido de arrefecimento de referência (kg/s)
Vazão volumétrica de ar (
Número de Nusselt do líquido de arrefecimento (--)
NUT Número de unidades de transferência (--)
PCI Poder calorífico inferior do combustível (MJ/kg)
Pef Potência efetiva no virabrequim (kW)
Pr Número de Prandtl (--)
Calor real trocado (kW)
Calor teórico máximo (kW)
Calor rejeitado para o ar ambiente (kW)
Calor rejeitado para o ar por convecção (kW)
Calor rejeitado para o ar por radiação (kW)
Calor absorvido pelo bloco (kW)
Calor liberado pela queima do combustível (kW)
Calor liberado nos gases de escape (kW)
Calor rejeitado para o líquido de arrefecimento (kW)
Calor rejeitado pelo motor (kW)
Número de Reynolds do lado do ar (--)
Número de Reynolds do lado do líquido de arrefecimento (--)
Temperatura de entrada do ar no radiador (K)
Temperatura de entrada do líquido de arrefecimento no radiador (K)
Temperatura de saída do líquido de arrefecimento no radiador (K)
Temperatura do bloco do motor (K)
Temperatura do líquido de arrefecimento (K)
Temperatura de entrada do líquido de arrefecimento do bloco do
motor (K)
Temperatura de saída do líquido de arrefecimento do bloco do
motor (K)
t Tempo (s)
T Torque gerado pelo virabrequim do motor (N*m)
Coeficiente global de transferência do lado do ar (
Velocidade média do fluxo no interior do duto do radiador (m/s)
V Cilindrada do motor (
Volume do bloco do motor (
Produto da largura, altura e espessura do radiador (
α Valor calculado da área total de transferência de calor das
aletas dividido pelo volume total do radiador (
P Diferença das pressões de entrada e saída do ar (Pa)
ℇ Efetividade (--)
Efetividade utilizada pelo software (--)
Eficiência global da superfície com as aletas (--)
Viscosidade dinâmica do ar (N*s/
Viscosidade dinâmica do líquido de arrefecimento (N*s/
Massa específica do ar (kg/
Massa específica do bloco do motor (kg/
Massa específica do líquido de arrefecimento (kg/
σ Relação entre a área livre e área frontal do trocador de calor (--)
SUMÁRIO
1 INTRODUÇÃO...........................................................................................................12
1.1 Objetivos......................................................................................................................13
1.2 Organização do trabalho............................................................................................14
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA...................................................................................15
2.1 Definições básicas........................................................................................................15
2.1.1 Válvula termostática......................................................................................................16
2.1.2 Temperatura de trabalho do motor................................................................................17
2.1.3 Período de aquecimento do motor (warm-up)...............................................................17
2.1.4 Tempo de ativação do catalisador (light-off)................................................................19
2.1.5 Ciclo de trabalho...........................................................................................................20
2.1.6 Aumento da temperatura e pressão durante o período de desligamento do motor
(after boil ou heat soak).................................................................................................20
2.1.7 Ebulição nucleada (nucleate boiling)............................................................................21
2.1.8 Radiador de aquecimento da cabine (heater)................................................................22
2.1.9 Tanque de expansão......................................................................................................23
2.2 Trabalhos relacionados ao sistema de arrefecimento..............................................23
3 MODELO NUMÉRICO.............................................................................................41
3.1 Software e componentes..............................................................................................41
3.2 Motor............................................................................................................................44
3.3 Bomba de água............................................................................................................48
3.4 Válvula termostática...................................................................................................52
3.5 Radiador.......................................................................................................................54
3.6 Veículo..........................................................................................................................59
3.7 Outros componentes....................................................................................................60
3.8 Bomba de água com acionamento elétrico................................................................61
4 RESULTADOS............................................................................................................65
4.1 Dados de entrada.........................................................................................................65
4.1.1 Determinação do coeficiente multiplicador de perda de carga.....................................65
4.1.2 Determinação da efetividade do radiador......................................................................66
4.1.3 Parâmetros de operação do sistema de arrefecimento...................................................67
4.2 Descrição dos testes realizados...................................................................................68
4.2.1 Subida de serra..............................................................................................................68
4.2.2 Velocidade máxima.......................................................................................................69
4.2.3 Velocidade constante de estrada...................................................................................69
4.2.4 Marcha-lenta..................................................................................................................69
4.2.5 Ciclo rodoviário de consumo........................................................................................70
4.2.6 Ciclo urbano de consumo..............................................................................................71
4.3 Validação do modelo numérico..................................................................................72
4.3.1 Validação para a condição de teste de subida de serra..................................................72
4.3.2 Validação para a condição de teste de velocidade máxima...........................................75
4.3.3 Validação para a condição de teste de velocidade constante em estrada......................78
4.3.4 Validação para a condição de teste em marcha-lenta....................................................81
4.3.5 Validação para a condição de teste no ciclo rodoviário de consumo............................84
4.3.6 Validação para a condição de teste no ciclo urbano de consumo.................................87
4.4 Aplicação do acionamento elétrico da bomba de água............................................89
4.4.1 Comparativo para a condição de teste de subida de serra.............................................89
4.4.2 Comparativo para a condição de teste de velocidade máxima......................................92
4.3.3 Comparativo para a condição de teste de velocidade constante em estrada.................95
4.4.4 Comparativo para a condição de teste em marcha-lenta...............................................99
4.4.5 Comparativo para a condição de teste no ciclo rodoviário de consumo.....................101
4.4.6 Comparativo para a condição de teste no ciclo urbano de consumo...........................104
5 CONCLUSÃO...........................................................................................................107
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS................................................................................110
APÊNDICE A........................................................................................................................112
APÊNDICE B........................................................................................................................113
APÊNDICE C........................................................................................................................114
APÊNDICE D........................................................................................................................115
APÊNDICE E .......................................................................................................................117
ANEXO A..............................................................................................................................118
ANEXO B..............................................................................................................................119
ANEXO C..............................................................................................................................119
12
1. INTRODUÇÃO
O sistema de arrefecimento de um motor de combustão interna é responsável por
transferir para o ambiente parte do calor proveniente da queima do combustível no interior do
motor. Conforme Stone (1999), os requisitos básicos para um sistema de arrefecimento são
promover alta eficiência volumétrica da mistura dentro do cilindro, garantir uma temperatura
adequada para a combustão e garantir as operações mecânicas. Os sistemas de arrefecimento
são divididos em dois tipos: arrefecimento a ar e arrefecimento a líquido.
O sistema de arrefecimento a ar é utilizado em motores de baixa potência, até 20kW,
ou por motores que equipam aeronaves. Isto se deve à necessidade de grande fluxo de ar,
conforme citado por Ferguson, et al. (2001). A principal desvantagem desse sistema é a falta
de controle de temperatura, muito importante para o funcionamento regular do motor.
O sistema de arrefecimento a líquido é o sistema mais utilizado atualmente em
veículos por permitir melhor controle de temperatura de funcionamento e transferir calor
eficientemente mesmo em baixas velocidades.
Durante anos, o controle preciso de temperatura do motor não foi motivo de
preocupação devido à variedade de condições de utilização às quais os veículos eram
submetidos. A falta do controle preciso de temperatura se baseava em soluções focadas em
impedir o superaquecimento em condições extremas de utilização, prejudicando o controle da
temperatura ideal de trabalho em regimes de cargas parciais do motor. Porém, para garantir
baixa emissão de poluentes, baixo consumo de combustível e alta eficiência, não se pode
projetar o sistema considerando apenas as condições extremas de uso. O controle preciso da
temperatura de funcionamento em regimes de cargas parciais torna-se um objetivo tão
importante quanto evitar danos no motor devido ao superaquecimento.
Pode-se dizer que houve diversos avanços tecnológicos nos sistemas de arrefecimento.
Porém a bomba responsável por promover vazão do líquido de arrefecimento por todo o
motor e sistema de arrefecimento praticamente não recebeu nenhum avanço tecnológico.
Comumente conhecida como bomba de água, este componente passou por pouquíssimas
modificações. A única preocupação dada foi ao rotor, otimizado de forma a proporcionar a
maior eficiência hidráulica possível. Porém, o tipo de acionamento do rotor não tem sido alvo
de preocupação, o qual sempre esteve atrelado ao virabrequim e por conseqüência à sua
rotação.
13
Da mesma forma que houve ganhos de eficiência ao adotar o acionamento do
ventilador do radiador independente da rotação do virabrequim, pode-se também obter
melhoras significativas na adoção de um acionamento da bomba de água através de um motor
elétrico. Esta tecnologia é pouco empregada atualmente, assim como são poucos os estudos
aprofundados sobre este tema.
De acordo com diversas indicações da literatura, a utilização da bomba de água com
acionamento elétrico permite a redução do período de aquecimento do motor (Warm up),
otimização da vazão do líquido de arrefecimento em cargas parciais, maior transferência de
calor em condições de torque e potência máxima e diminuição progressiva da temperatura do
líquido de arrefecimento após o desligamento do motor (After boil). Estas características
atribuídas ao acionamento elétrico da bomba de água visam diminuir o consumo de
combustível e emissões de poluentes, aumentar a durabilidade do sistema de arrefecimento e
motor do veículo, sendo possível em alguns casos a diminuição no tamanho do radiador.
1.1. Objetivos
Este trabalho tem por objetivo verificar por meio de simulação computacional o
comportamento do sistema de arrefecimento de um motor de combustão interna. É feita uma
validação cuidadosa através da comparação dos resultados dos modelos com dados
experimentais. Além disso, são comparadas duas alternativas distintas para o acionamento da
bomba do sistema de arrefecimento: acionamento mecânico e acionamento elétrico. A
capacidade de simular este sistema traz como benefício a possibilidade de avaliar o
desempenho de diferentes alternativas em fases iniciais de um novo projeto, reduzindo custos
e tempo de desenvolvimento.
Tendo em vista que o calor rejeitado pelo motor é um parâmetro fundamental para a
condução das simulações do sistema de arrefecimento, há um cuidado especial direcionado
para a correta caracterização deste parâmetro. As condições de uso e o balanço térmico do
motor são estudados e calculados, para fornecer as condições necessárias para a simulação
computacional onde são definidas estratégias de controle e operação da bomba de água para
um gerenciamento térmico do motor que melhore seu desempenho.
14
1.2. Organização do trabalho
O presente trabalho está organizado da seguinte forma: o capítulo 2 apresenta a
revisão da literatura onde os trabalhos mais relevantes sobre o tema são apresentados e
discutidos; o capítulo 3 apresenta as informações disponíveis sobre o modelo numérico
utilizado pelo software de simulação; o capítulo 4 apresenta a descrição das condições
simuladas, condições de contorno e resultados obtidos, juntamente com sua análise; o capítulo
5 apresenta as conclusões do trabalho.
15
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Este capítulo é divido em duas partes para melhor organizar a discussão da revisão
bibliográfica. A primeira parte apresenta definições básicas pertencentes ao sistema de
arrefecimento de motores de combustão interna. A segunda parte inclui trabalhos relevantes
encontrados na literatura relacionados ao sistema de arrefecimento.
2.1. Definições básicas
Este capítulo tem como objetivo esclarecer e alinhar o conhecimento sobre os termos e
definições básicas sobre o sistema de arrefecimento do veículo. Há termos que são utilizados
e encontrados em diversos textos da literatura que não possuem tradução usual e aceita para o
português, sendo encontrados apenas em inglês. A figura 2.1 mostra o esquema de um sistema
de arrefecimento padrão encontrado em grande parte dos veículos de passeio.
Figura 2.1 – Sistema de Arrefecimento Padrão
Fonte: Pulkrabek(2004)
A função dos componentes do sistema apresentado na figura 2.1 é discutida a seguir.
Também são discutidos alguns termos relacionados às condições de operação do sistema.
16
2.1.1 – Válvula termostática
A válvula termostática tem a função de regular a quantidade de água que passa pelo
radiador, permitindo o controle da temperatura e reduzindo o tempo de aquecimento do motor
Segundo Pulkrabek(2004), em condições de temperaturas baixas, essa passagem é
completamente bloqueada, forçando todo o líquido de arrefecimento a circular somente nas
partes internas do motor. Dessa forma, atinge-se a temperatura de trabalho num intervalo de
tempo menor.
Uma vez que a temperatura do líquido atinge determinada temperatura, a válvula
termostática começa a abrir, permitindo que o líquido seja enviado ao radiador. Caso a
combinação de baixa temperatura ambiente e pouca ou nenhuma utilização de potência
diminua a temperatura do líquido de arrefecimento, a válvula termostática se fecha, mantendo
o motor em temperatura de trabalho adequada.
O funcionamento da válvula termostática depende de um pequeno cilindro localizado
na parte da peça voltada para o motor. O cilindro é preenchido com uma cera que muda de
fase com o aumento da temperatura. Uma haste conectada à válvula pressiona a cera. Quando
a cera muda de fase, de sólido para líquido, se expande significativamente, empurrando a
haste para fora do cilindro e abrindo a válvula. Devido à velocidade de mudança de fase da
cera, há um fenômeno conhecido como histerese resultando numa temperatura de fechamento
diferente da temperatura de abertura. A figura 2.2 mostra as curvas de abertura e fechamento
da válvula termostática em relação à temperatura:
Figura 2.2 – Comportamento da válvula ter mo stática
Fonte: Cho et al (2007)
17
2.1.2 – Temperatura de trabalho do motor
O controle exato da temperatura de trabalho do motor é necessário para obter a maior
eficiência do processo de queima do combustível e ao mesmo tempo aumentar a vida útil do
motor. O aumento na temperatura de trabalho possibilita redução no consumo específico do
motor mas aumenta a probabilidade de ocorrer pré-detonação do combustível, ocasionando
perda de eficiência e diminuição da vida útil do motor. Porém uma calibração mais precisa no
ponto de ignição, ou em motores que usam Etanol como combustível, possibilita o aumento
na temperatura de trabalho sem riscos de pré-detonação. Segundo Corradini(2006), em
temperaturas de trabalho acima de 100ºC há redução significativa do consumo específico do
motor.
2.1.3 - Período de aquecimento do motor “warm-up”
O período de aquecimento do motor, ou warm-up, é o intervalo de tempo no
qual o motor de combustão interna está aquecendo, antes de atingir a temperatura ideal de
trabalho. Após um longo período de tempo parado, todos os componentes do motor, o líquido
de arrefecimento e o óleo lubrificante estão à temperatura ambiente. A partir do momento em
que o motor é ligado, o calor começa a ser transferido dos produtos da combustão para todas
as peças e fluidos que entram em contato com os gases, como as paredes da câmara de
combustão, cabeçote do motor, dutos do coletor de escape e o óleo lubrificante. Após um
intervalo de tempo que pode variar bastante, dependendo das características do motor e
condições ambiente, todos os componentes do motor estarão com as suas respectivas
temperaturas de trabalho.
Como comentado por Stone(1999), há efeitos benéficos no aquecimento do motor em
períodos mais curtos, citando a vantagem de aquecer mais rapidamente o óleo do motor para
diminuir o atrito interno. Segundo Pulkrabek(2004), quanto menor for o tempo que os
componentes atingirem a temperatura ideal de trabalho, mais rápido o motor irá atingir sua
maior eficiência, contribuindo para redução de consumo de combustível e emissões de
poluentes.
18
A figura 2.3 mostra um gráfico sobre o estudo feito por Stone (1999) durante o
período de aquecimento do motor Rover M16 a uma rotação constante de 1500rpm, sem
variar a posição de borboleta do motor.
Figura 2.3 – Desempenho do motor Rover M16 SPI 2.0l durante o período
de aquecimento (Warm -up)
Fonte: Stone (1999)
A forma mais comum de verificar se a temperatura de trabalho foi atingida é através
do monitoramento das temperaturas do líquido de arrefecimento. Porém, o método mais
preciso de verificação da temperatura de trabalho atingida pelo motor é a monitoramento da
temperatura do óleo lubrificante. Isto se deve ao fato do óleo lubrificante circular por diversas
partes do motor, ao contrário do líquido de arrefecimento que está em contato apenas com as
camisas dos cilindros e o cabeçote. Nos gráficos da figura 2.3 se pode notar que a temperatura
do líquido de arrefecimento atinge uma condição de regime antes da temperatura do óleo
lubrificante.
19
2.1.4 - Tempo de ativação do catalisador “light-off”
O tempo de ativação do catalisador “light-off” é o intervalo de tempo necessário para
que o conversor catalítico do veículo atinja a temperatura mínima necessária para converter os
gases de escape eficientemente.
Após um longo período de tempo com o motor parado, o conjunto do catalisador está à
temperatura ambiente. A partir do momento que o motor é ligado, começam a passar pelo
sistema de escape gases produzidos pela queima do combustível. Os componentes do motor
inicialmente também estão à temperatura ambiente, absorvendo grande quantidade do calor
gerado pela queima do combustível, reduzindo a temperatura dos gases que passam pelo
conversor catalítico. Desta forma, a redução do período de aquecimento do motor contribui
para a diminuição do tempo de ativação do catalisador, condição desejável para a redução de
emissões de poluentes. Ferguson (2001) cita algumas formas de diminuir o tempo de ativação
do conversor catalítico: uso de pós combustor, posicionamento do conversor catalítico mais
próximo do coletor de escape e uso de aquecimento elétrico.
Segundo Pulkrabek(2004), o conversor catalítico atinge sua máxima eficiência de
operação, quando atinge temperaturas acima de 400ºC, convertendo 98% de CO e 95% de
NOx e HC. A temperatura de ativação “light-off” de um conversor catalítico é considerada
quando o mesmo atinge 50% de eficiência, por volta de 250ºC a 300ºC. A figura 2.4 mostra a
eficiência de conversão do conversor catalítico em função da temperatura de trabalho.
Figura 2.4 – Eficiência do conversor catalítico em função da temperatura de
trabalho.
Fonte: Pulkrabek(2004)
20
2.1.5 - Ciclo de trabalho
Um ciclo de trabalho é uma seqüência de condições às quais o motor e o
veículo são submetidos, utilizada para simular as condições reais de uso do veículo quando
testado em dinamômetro. É necessário para padronizar estudos realizados em veículos e
permitir a repetibilidade do trabalho. Há diversos ciclos de trabalho utilizados para simular o
uso em cidade e uso em estrada, podendo monitorar o consumo de combustível e as emissões
de poluentes.
2.1.6 – Aumento de temperatura e pressão durante o período de desligamento do motor “after
boil ou heat soak”
Quando o motor usa uma bomba de água acionada mecanicamente, o desligamento do
motor resulta na parada quase instantânea da bomba, interrompendo a vazão de fluido de
arrefecimento. Nesta condição, embora não seja mais necessário rejeitar calor do motor,
algumas partes do motor ainda se encontram sob temperaturas elevadas, bem superiores à
temperatura do fluido de arrefecimento. Estas partes que se encontram a temperatura elevada
continuam fornecendo calor para o líquido de arrefecimento, mesmo após o desligamento do
motor, causando mudança de fase em certas regiões, elevando a pressão no sistema. Esta
elevação de pressão, típica dos motores em que a bomba é acionada mecanicamente, dá
origem aos termos “after boil” e “heat soak”, sendo prejudicial aos componentes internos do
motor, ao radiador e às mangueiras do sistema de arrefecimento. Segundo Bloom (1995), este
período dura de 3 a 10 minutos, dependendo de diversas características particulares do projeto
do motor.
21
2.1.7 Ebulição nucleada
Segundo Stone(1999), há grande aumento no coeficiente de transferência de calor por
convecção durante a mudança de fase do líquido de arrefecimento que está em contato com a
face interna do cabeçote do motor. Stone (1999) cita que numa mistura de 50% água e 50%
etileno glicol, a temperatura de ebulição da mistura, a 1bar de pressão, é de 111ºC. Pode-se
observar o grande aumento no coeficiente de transferência de calor durante a mudança de fase
do líquido de arrefecimento que está em contato com a face aquecida do metal durante o
ensaio mostrado na figura 2.5:
Figura 2.5 – Coeficiente de transferência de calor numa superfície
aquecida.
Fonte: Stone (1999)
22
2.1.8 Radiador de aquecimento da cabine “heater”
O radiador de aquecimento da cabine “heater” é o componente responsável por
aquecer o ar que entra na cabina através do sistema de climatização dos veículos. Usualmente
é um trocador de calor tubo-aleta compacto. O princípio de funcionamento é semelhante ao
radiador, em que o líquido de arrefecimento aquecido que sai do motor circula pelo interior
dos tubos do radiador de aquecimento da cabine “heater” rejeitando calor para o ar que passa
pela parte externa dos tubos (aletados externamente). Após passar pelo radiador de
aquecimento da cabine “heater”, o líquido retorna para a bomba de água. A figura 2.6 ilustra
esquematicamente o posicionamento do radiador de aquecimento da cabine no veículo.
Figura 2.6 – Posicionamento do radiador de aquecimento de cabine (Heater)
Fonte: Bosch (2007)
23
2.1.9 Tanque de expansão
Segundo Pulkrabek(2004), o circuito do líquido de arrefecimento dos veículos antigos
trabalhava em pressão ambiente. Esta característica limitava a temperatura de trabalho do
motor devido à possibilidade de evaporação do líquido de arrefecimento. Porém, o aumento
na temperatura de trabalho possibilitaria o aumento do rendimento do motor, sendo necessário
criar um circuito pressurizado, o qual evitaria a evaporação do líquido de arrefecimento. O
tanque de expansão permite a pressurização do sistema de arrefecimento e ao mesmo tempo
possui volume suficientemente grande para suportar a expansão térmica do líquido de
arrefecimento.
2.2 Trabalhos relacionados ao sistema de arrefecimento
Ribeiro, Filho e Meira (2006) estudaram a aplicação de uma bomba de água com
acionamento elétrico utilizada no sistema de arrefecimento do motor de combustão interna
comparado ao veículo padrão com bomba de água com acionamento mecânico . O motor
elétrico da bomba de água pode ser controlado de diferentes maneiras, de tal forma que sua
rotação pode variar respondendo a comandos eletrônicos. A lógica de controle pode depender
de sensores de temperatura do líquido de arrefecimento, temperatura do óleo, posição do
acelerador, rotação de motor entre outros parâmetros. Desta forma o sistema de controle pode
determinar qual a rotação necessária da bomba de água para manter ou atingir a temperatura
requerida. Os autores testaram em dinamômetro de chassi um veículo com o motor VW 1.0L
8v utilizando uma bomba de água com acionamento elétrico para estudar o período de
aquecimento “warm-up” durante o ciclo padrão de aquecimento.
24
O gráfico da figura 2.7 mostra que o uso da bomba acionada por motor elétrico foi
capaz de reduzir o tempo de aquecimento em 1 minuto em comparação com o mesmo veículo
com a bomba de água com acionamento mecânico.
Figura 2.7 – Período de aquecimento do líquido de arrefecimento
Fonte: Ribeiro, Filho e Meira (2006)
O gráfico da figura 2.8 mostra o efeito sobre o óleo lubrificante. Neste caso a redução
do tempo de aquecimento foi de 3,5 minutos. O benefício associado a esta redução demonstra
que grande parte das peças atingiram a temperatura ideal de trabalho em um intervalo de
tempo menor.
Figura 2.8 – Período de aq uecimento do óleo lubrificante
Fonte: Ribeiro, Filho e Meira (2006)
25
Os autores comentam que apenas 60% da capacidade de bombeamento da bomba de
água foi utilizada. Isto sugere que todo o sistema de arrefecimento poderia ser otimizado caso
a bomba acionada por motor elétrico fosse utilizada. Uma sugestão dos autores seria reduzir
as dimensões do radiador, o que por sua vez reduziria o coeficiente de arrasto aerodinâmico
do veículo.
Ribeiro, Filho e Meira(2006) sugerem que o motor bicombustível poderia se beneficiar
com a bomba de água acionada por motor elétrico. Neste caso, haveria a possibilidade de o
motor trabalhar sob diferentes temperaturas de operação quando abastecidos com
combustíveis diferentes.
Os autores também fizeram um comparativo entre o sistema convencional e a bomba
de água com acionamento elétrico no período de desligamento do motor “heat soak”,
conforme mostra o gráfico da figura 2.9. Foi observada pelos autores, após 3 minutos do
desligamento do motor, uma diferença de 15ºC na temperatura do líquido de arrefecimento
quando os dois tipos de acionamento são comparados. O uso da bomba acionada
eletricamente permite uma diminuição gradual da temperatura e pressão do líquido de
arrefecimento após o desligamento do motor, ao invés do aumento ocorrido quando se utiliza
bomba de água com acionamento mecânico.
Figura 2.9 – Período de desligamento do motor
Fonte: Ribeiro, Filho e Meira (2006)
26
Choukroun e Chanfreau(2001) sugerem modificações no gerenciamento do sistema de
arrefecimento do motor através do uso da bomba de água e válvula termostática com
acionamento elétrico e ventilador do radiador com velocidade variável. O trabalho utilizou um
software de simulação hidráulica comercial não especificado, o software Matlab Simulink
para desenvolvimento dos controles dos atuadores, o software Labviewpara aquisição dos
dados e testes em túnel de vento com dinamômetros de chassis em dois veículos.
Foram adotadas temperaturas de trabalho do líquido de arrefecimento entre 90ºC e
110ºC, pois segundo os autores, há indicações na literatura de que estas condições promovem
melhora no rendimento do motor. Para evitar pontos quentes, a diferença de temperatura do
líquido de arrefecimento entre entrada e saída do motor deve ficar sempre abaixo de 10ºC,
segundo os autores.
Os autores utilizaram dois veículos para o estudo em dinamômetro de chassis. Um
Renault Megane 1.4L de 75cv e um Mercedes Class A 1.6L de 102cv. A escolha foi feita
considerando a similaridade entre os dois sistemas de arrefecimento. A figura 2.10 mostra a
disposição dos componentes do sistema de arrefecimento considerado.
Figura 2.10 – Sistema de arrefecimento
Fonte: Choukron e Chanfreau (2001)
27
Foi utilizada no trabalho em cada veículo uma bomba de água com acionamento
elétrico com motor sem escovas de 200W de potência e módulo eletrônico integrado com um
controlador PWM (Pulse Width Modulation) para variar a velocidade de rotação da bomba e
por conseqüência a vazão do líquido de arrefecimento. Também foi utilizada uma válvula
borboleta de duas vias para substituir a válvula termostática com abertura controlada por
PWM e consumo de aproximadamente 14W. O ventilador do radiador, com velocidade de
rotação variável, tem potência máxima de 300W.
O controle automático de temperatura segue estratégias definidas. Durante o período
de aquecimento do motor a bomba de água não opera ou opera com uma vazão mínima,
dependendo das condições (rotação, carga e temperaturas). Depois que o motor aquece a
bomba de água varia sua rotação em função da carga e rotação do motor através de um mapa
definido. O primeiro critério é a diferença de temperatura entre a entrada e saída de líquido de
arrefecimento do motor. O segundo critério é temperatura do líquido de arrefecimento na
saída do motor e se a temperatura for a limite estabelecida, abre-se a válvula que encaminha o
líquido para o radiador antes da atuação do ventilador do radiador. Esta medida minimiza o
consumo elétrico. Os resultados apresentados pelos autores foram realizados em túnel de
vento com um dinamômetro de chassis para simular as condições de uso do veículo e foram
divididos em duas partes, uma para cada veículo:
- Renault Megane: Os resultados foram apresentados na condição a qual o motor já
está aquecido e com a temperatura do líquido de arrefecimento estável. Foi comparado o
veículo com o sistema padrão com temperatura de saída do líquido de arrefecimento a 90ºC
com a proposta dos autores, utilizando o sistema de bomba de água com acionamento elétrico
e temperatura de saída do líquido de arrefecimento a 110ºC. Os autores observaram um ganho
de 2% de economia de combustível com o uso da bomba de água com acionamento elétrico
combinada com alta temperatura durante o teste de consumo específico em relação à
velocidade conforme mostrado no gráfico da figura 2.11.
28
Figura 2.11 – Renault Megane com motor aquecido
Fonte: : Choukron e Chanfreau (2001)
O impacto da estratégia de fluxo zero da bomba de água com acionamento elétrico,
durante os primeiros 300 segundos, é notado na redução de 50% do período de aquecimento
do motor “warm-up”, resultando na redução de 2 a 3% do consumo de combustível durante o
ciclo europeu mostrado no gráfico da figura 2.12.
Figura 2.12 – Ciclo Europeu de teste do Renault Megane
Fonte: : Choukron e Chanfreau (2001)
29
- Mercedes Class A: Foi testado em 3 configurações utilizando o ciclo de trabalho
europeu MVEG. Na primeira configuração utilizaram o veículo padrão comercializado; na
segunda configuração, durante o período de aquecimento “warm-up”, a vazão da bomba de
água ficou fixa a 170L/h, com a válvula de controle fechada(sem circulação do líquido pelo
radiador) e o ventilador do radiador desligado. Ao atingir 110ºC da temperatura de saída do
líquido de arrefecimento, a válvula abriu a circulação para o radiador e a rotação da bomba de
água foi calculada automaticamente pelo controlador para fixar a temperatura em 110ºC.
Quando a válvula ficou totalmente aberta, o ventilador começou a funcionar com velocidade
variável para manter a temperatura; na terceira configuração a bomba de água não funcionou
até os 400 segundos iniciais e nos 520 segundos iniciais a válvula termostática foi aberta.
Após atingir 110ºC na saída do líquido de arrefecimento do motor foi adotada a mesma
estratégia da segunda configuração. A figura 2.13 mostra o gráfico o consumo de combustível
de cada configuração durante o ciclo de trabalho europeu MVEG.
Figura 2.13 – Consumo de combustível no ciclo MVEC
Fonte: Choukron (2001)
Segundo Choukroun e Chanfreau (2001) a redução de consumo poderia ser maior já
que a calibração do sistema de injeção eletrônica não foi alterada para se adequar à utilização
e a má leitura da temperatura durante a fase em que a vazão de líquido de arrefecimento é
zero, aumentando em alguns casos a emissão de CO e NOx.
30
Cho et al (2007) estudaram a aplicação da bomba de água elétrica visando melhorias
no consumo de combustível e no sistema de arrefecimento aplicado a um motor Diesel
utilizados em camionetes. O trabalho utilizou software comercial de modelamento numérico,
GT-Cool, para simular o comportamento do motor Diesel V6 4.5l utilizando bomba de água
com acionamento elétrico. Os benefícios atingidos, segundo autores através das referências
pesquisadas, são redução no consumo de combustível, melhorias na eficiência e controle
térmico do motor
Os autores iniciaram o trabalho com um modelo no software de simulação, GT-Cool,
do sistema de arrefecimento com a bomba de água convencional, com acionamento mecânico,
para validação através de dados experimentais conforme mostra a figura 2.14.
Figura 2.14 – Modelo completo do sistema de arrefecimento
Fonte: Cho et al (2007)
Os autores utilizaram o ciclo de trabalho FTP74 para a validação do modelo
matemático utilizando a bomba de água com acionamento mecânico comparando com os
dados experimentais coletados no veículo. Foi provado que o modelo gerado pelos autores é
capaz de simular as condições de uso de um veículo real após comparar as temperaturas do
líquido de arrefecimento dos dados experimentais com os dados gerados pelo modelo
numérico.
31
Após a validação do modelo, os autores substituíram o modelo de bomba com
acionamento mecânico por um modelo de bomba com acionamento elétrico. Houve pequena
variação no comportamento térmico do primeiro modelo com a bomba com acionamento
elétrico devido à histerese da válvula termostática, a qual também atuou no controle da
temperatura. Para otimizar o uso da bomba de água com acionamento elétrico, os autores
reduziram as temperaturas de fechamento e abertura da válvula termostática em 3 estudos sem
alterar a curva de histerese da válvula: 1ºC, 3ºC e 5ºC. À medida que a temperatura de
trabalho da válvula diminui, maior é o período de tempo que a válvula fica totalmente aberta,
evitando a recirculação do líquido de arrefecimento pelo motor. Conseqüentemente a vazão de
líquido pela bomba tende a ficar constante e menor com a válvula aberta.
A figura 2.15 mostra o consumo de potência da bomba de água durante o ciclo FTP
74. Comparada com a bomba de água com acionamento mecânico, mais de 86% de potência
consumida é reduzida usando a bomba de água com acionamento elétrico e a válvula
termostática original. Houve redução em 99% na potência consumida utilizando bomba de
água com acionamento elétrico e a válvula termostática alterada.
Figura 2.15 – Comparativa do consumo de potência da bomba de água
durante o ciclo FTP7. Temperaturas indicadas representam as alterações das
temperaturas de trabalho da válvula termostática em -1ºC, -3ºC e – 5º C.
Fonte: Cho et al. (2007)
32
Os autores também sugerem redução nas dimensões do radiador, pois segundo
pesquisas, o radiador é dimensionado para algumas condições severas de uso, como
velocidade baixa aliada a alta carga e baixa rotação do motor, condição em que a bomba de
água com acionamento mecânico também está com baixa rotação, tornando-se super-
dimensionado em condições comuns de uso. Ao utilizar a bomba de água com acionamento
elétrico é possível reduzir as dimensões do radiador pois a rotação, e por conseqüência a
vazão, da bomba de água independem da rotação do motor. Foi simulado um procedimento de
subida com o veículo carregado para o estudo de redução nas dimensões do radiador. O teste
segue os seguintes parâmetros: Subida de rampa a 72km/h com 7% de inclinação durante 30
minutos, veículo com carga máxima e temperatura do ar de entrada no radiador em 65ºC. Na
primeira simulação foi utilizada a vazão máxima da bomba de água elétrica e radiador
original, gerando temperatura de trabalho máxima menor em relação ao sistema que utiliza
bomba de água com acionamento mecânico, conforme mostra a figura 2.16.
Figura 2.16 – Estudo da temperatura de cada tipo de bomba com o radiador
original
Fonte: Cho et al. (2007)
33
Na segunda simulação é mantida a vazão máxima da bomba de água elétrica e redução
do radiador para que a temperatura de trabalho com a bomba com acionamento elétrico fosse
a mesma temperatura de trabalho com a bomba original. Houve 27% de redução nas
dimensões do radiador sem afetar as condições de uso severo conforme mostra a figura 2.17.
Figura 2.17 – Estudo de redução das dimensões do radiad or
Fonte: Cho et al. (2007)
Ap e Golm (1997) sugerem o uso de uma bomba de água com acionamento elétrico
que consome de 30 à 60W ao invés de uma bomba de água com acionamento mecânico
convencional que consome de 1 à 2kW. O trabalho sugere que o uso da bomba de água com
acionamento elétrico pode reduzir o custo do sistema de arrefecimento, reduzir o consumo de
combustível, redução de peso do sistema de arrefecimento e melhorar o conforto térmico na
cabine.
Segundo os autores, a bomba de água com acionamento elétrico utilizada fornece
1000L/h, sendo esta vazão capaz de atender 95% das condições de uso do veículo. Os 5%
restantes são referentes as condições de uso severo, como o uso em velocidades acima de
120km/h ou subidas íngremes. Nestas condições a energia térmica pode ser transmitida pelo
princípio da mudança de fase “nucleate boiling” do líquido de arrefecimento no cabeçote do
motor.
34
Com o aumento da potência dos motores e do peso total do veículo há cada vez mais
aumento nos parâmetros do sistema de arrefecimento, entre eles, aumento da temperatura de
trabalho de 105ºC para 118 ou 120ºC, aumento na vazão do líquido de arrefecimento para
8000 à 12000L/h e pressão de trabalho de 1,8 para 2,5 bars, resultando no aumento do custo
de todo o sistema de arrefecimento.
Ap e Golm (1997) afirmam que em 95% do uso diário do veículo velocidades são
abaixo de 120km/h, ou seja, é possível atender as necessidades de trocas de calor apenas por
convecção, sendo a vazão do líquido de arrefecimento de 1000L/h no sistema de
arrefecimento proposto pelo trabalho.
Durante a partida a frio do motor, a válvula termostática de 3 vias fecha o fluxo de
líquido para o radiador. A bomba de água com acionamento elétrico mantém uma vazão
constante para as partes internas do motor e radiador de aquecimento da cabine “heater”.
Quando o motor atinge a temperatura de trabalho, aproximadamente 90ºC, começa-se
a modular o fluxo de líquido de arrefecimento ao radiador para controlar a temperatura após a
abertura da válvula termostática.
Durante cargas máximas do motor, o sistema de arrefecimento trabalha com mudança
de fase do líquido de arrefecimento no cabeçote do motor. Há vapor na saída do motor e na
entrada do radiador, o qual funciona parte como radiador convencional e parte como
condensador. A fim de trabalhar com baixa pressão, o sistema necessita de um tanque de
expansão especial para receber o líquido de arrefecimento vindo do motor e das mangueiras
entre o motor e o radiador. O volume do tanque de expansão pode ser de 1 a 2 litros,
dependendo da condição de evaporação do líquido de arrefecimento.
Durante o teste foram monitorados os seguintes parâmetros: Temperatura do cabeçote
do motor, temperatura do óleo do motor, vazão do líquido de arrefecimento e pressão do
sistema de arrefecimento. Os autores utilizaram duas condições de teste simuladas em
dinamômetro de chassis e túnel de vento climatizado: Subida de 10 a 12% de inclinação com
temperatura ambiente de 20 a 27ºC e velocidade máxima com temperatura ambiente de 37ºC.
35
A tabela 2.1 mostra os resultados obtidos com o sistema convencional e com o novo
conceito proposto pelos autores (Newcool), sendo que o veículo utilizado foi um Volkswagen
Golf 1.9L TDI.
Tabela 2.1 – Comparativo entre o sistema convencional e o sistema proposto pelos autores aplicado a um
Volkswagen Golf 1.9L TDI
Subida a 12% de
inclinação,
Temperatura ambiente
20ºC
Velocidade máxima,
Temperatura ambiente
37ºC
Convencional
Newcool
Convencional
Newcool
Temperatura do cabeçote (ºC)
229
243
244
264
Temperatura do motor (ºC)
116
118
101
113
Temperatura do óleo(ºC)
150
152
140
147
Vazão do líquido de
arrefecimento (l/h)
10000
920
11000
960
Pressão do sistema de
arrefecimento (mbar)
1300
110
550
0
Fonte: Ap e Golm (1997)
Os resultados da temperatura de trabalho do líquido de arrefecimento e do óleo do
motor nas duas condições mostram que o conceito proposto pelos autores é capaz de atender
as condições severas de uso sem alterar a capacidade de troca de calor do sistema de
arrefecimento.
As características do novo sistema proposto no trabalho são a redução em 10 vezes da
vazão do líquido de arrefecimento, limitada em 1000L/h; baixa pressão no sistema de
arrefecimento, próximo a 200mbar, temperatura máxima de trabalho pode ser limitada em
115ºC, troca de calor semelhante ao sistema convencional em velocidades menores de
120km/h e troca de calor utilizando o princípio da mudança de fase em velocidades maiores
de 120km/h ou subidas íngremes.
36
Os componentes que devem ser modificados para o uso do novo sistema são: Bomba
de água com acionamento elétrico de 60W de potência com 6000 horas de vida útil; novas
mangueiras de transporte do líquido de arrefecimento para vazões de 1000 a 1500L/h e
pressão de trabalho de 500mbar, que podem ser de diâmetro menor, reduzindo custo; novo
tipo de tanque de expansão, de volume de até 2L e para baixa pressão interna; um novo
radiador para pressões de trabalho mais baixas com espessuras de parede menores, também
para reduzir custo.
Ap e Golm (1997) citam como vantagens a economia de combustível por usar uma
bomba de água que consome 60W ao invés de 1 ou 2kW; otimização do controle de
temperatura, principalmente na partida a frio; instalação da bomba em qualquer parte do
compartimento do motor e redução no diâmetro das mangueiras. Como desvantagens os
autores citam o tamanho e complexibilidade do tanque de expansão.
Boretti et al. (2008) compararam testes realizados em dinamômetro de chassis e de
motores com modelos numéricos utilizando como ferramenta o pacote numérico da Gamma
Technologies, o qual engloba os softwares GT-Power/GT-Cool/GT-Drive. Os autores
utilizaram no trabalho o veículo Ford Falcon XT Sedan equipado com o motor Barra 190 4.0L
I6 movido a gasolina. O ciclo de trabalho utilizado durante o trabalho foi o New European
Drive Cycle (NEDC), o qual simula condições de uso urbano e estrada.
Os autores utilizaram dados experimentais obtidos em dinamômetro de chassis e de
motores para complementar dados de difícil modelamento utilizados nos modelos
matemáticos. Após validarem o modelo matemático com resultados experimentais, os autores
substituíram a bomba de água com acionamento mecânico por uma bomba de acionamento
elétrico.
O dinamômetro de chassis é capaz de simular o ciclo de trabalho New European Drive
Cycle (NEDC), em regime urbano e estrada, variando a temperatura e umidade na câmara
onde são realizados os testes. O dinamômetro de motor também é capaz de simular as
condições de uso do ciclo de trabalho. Para isso o dinamômetro é acionado em modo
automático, condição a qual possa variar a rotação do motor, acelerador e torque necessários
para simular o uso deste motor no veículo testado durante o ciclo de trabalho requerido.
37
O modelo matemático utilizou as ferramentas GT-Cool e GT-Power para simular a
partida a frio e o comportamento geral do motor enquanto o GT-Drive considera a parte
relacionada a transmissão do veículo e o ciclo de trabalho. Os autores consideram dois
modelos de simulação numérica. O primeiro modelo utilizou as ferramentas GT-Drive e GT-
Cool, usados para calcular os parâmetros operacionais do veículo, do motor e as temperaturas
do líquido de arrefecimento e óleo lubrificante com o mínimo de informações possíveis. Este
modelo pode ser melhorado com um estudo térmico computacional dos componentes do
motor ou com constantes obtidas através da ferramenta GT-Power. O segundo modelo se
refere apenas ao motor, utilizando as ferramentas GT-Power e GT-Cool junto com
informações detalhadas obtidas em dinamômetro de chassis.
Os autores compararam os resultados obtidos nos modelos numéricos com os
resultados obtidos nos dinamômetros. Os resultados numéricos foram bem próximos dos
resultados obtidos nos testes.
A figura 2.18 mostra o consumo de combustível durante os 200 segundos iniciais do
ciclo de trabalho. Nota-se que o consumo de combustível diminui conforme o motor é
aquecido.
Figura 2.18 – Consumo de combustível durante o início do ciclo de trabalho
(NEDC) medido no dinamômetro de chassis, GT -Drive e GT-Power.
Fonte: Boretti et al. (2008)
38
Após a validação dos modelos matemáticos, os autores modificaram o modelo para
trabalhar com a bomba de água com acionamento elétrico, independente da rotação do motor.
A rotação da bomba de água está vinculada a temperatura do motor, podendo assim otimizar
sua utilização, favorecendo o consumo de combustível, reduzindo o tempo de aquecimento
“warm-up” e continuar operando mesmo depois do desligamento do motor. A figura 2.19
mostra o comparativo entre a bomba de acionamento mecânico e de acionamento elétrico
durante o período de aquecimento do motor “warm-up”.
Figura 2.19 – Comparativo entre as temperaturas do motor utilizando
acionamento mecânico e elétrico da bomba de água.
Fonte: Boretti et al (2008)
Durante a fase de aquecimento “warm-up”, os autores adotaram as seguintes
estratégias de acionamento da bomba de água: Fluxo de 1L/min durante os 600 segundos
iniciais, aumentada para 30L/min nos 300 segundos seguintes e aumentada para 45L/min nos
últimos 300segundos.
Segundo os autores, houve redução de 3% no consumo de combustível utilizando a
bomba de água com acionamento elétrico em relação a bomba de acionamento mecânico
durante o ciclo de trabalho New European Drive Cycle (NEDC).
39
Brace et al. (2001) estudaram as estratégias de controle no uso de bomba de água
elétrica aplicada a veículos de passageiros. Segundo os autores o fluxo do líquido de
arrefecimento em motores pequenos em sistemas convencionais está entre 2,0 a 2,6L/min para
cada (kW) de potência líquida do motor. Alguns motores mais avançados podem trabalhar
com vazões entre 1,0 a 1,7L/min para cada kW de potência líquida do motor. Porém
empregando tecnologias como mudança de fase e bomba de água com acionamento elétrico
pode-se trabalhar com vazões abaixo de 1,0L/min para cada kW de potência líquida do motor.
A bomba de água com acionamento elétrico trabalha com rotação mínima, estipulada
pelos autores, durantes as condições de uso normal. A rotação aumenta durante pequenos
períodos, como por exemplo, período de desligamento do motor “heat soak”, grandes
períodos de tempo em condição de marcha-lenta em temperaturas ambientes quentes e
durante subidas íngremes.
O veículo utilizado no trabalho foi um Ford Focus 1.6L movido a gasolina. A válvula
termostática foi eliminada por ter resposta lenta e grande perda de carga. Ao invés, utilizaram
uma válvula direcional controlada eletricamente pelo sistema de controle a qual foi instalada
entre o motor e a entrada do radiador, permitindo a livre circulação de líquido para o radiador
de aquecimento da cabine “heater”. A bomba de água foi instalada entre a saída do radiador e
a entrada do motor. A operação do ventilador do radiador foi mantida como no veículo
padrão, ou seja, sem variação de rotação, apenas liga/desliga.
A estratégia de controle adotou os seguintes parâmetros: Durante o período de
aquecimento “warm-up” apenas uma vazão nominal do líquido de arrefecimento é mantida
para manter a temperatura das partes do motor homogêneas mas com a válvula direcional
fechada impedindo fluxo para o radiador; a vazão do líquido de arrefecimento aumenta se o
aquecimento de cabine for exigido durante o período de aquecimento “warm-up”; após o
aquecimento do motor é usada a vazão mínima do líquido de arrefecimento para atender a
rejeição de calor do motor; o uso do ventilador do radiador deve ser limitado abaixo de uma
velocidade definida durante a utilização em estrada; manter a vazão do líquido de
arrefecimento após o desligamento do motor.
40
A estratégia adotada pelos autores utiliza medidores de temperatura do líquido de
arrefecimento e do bloco do motor, a posição da válvula direcional e a rotação da bomba de
água. Foi utilizado o software Matlab/simulink para desenvolver as estratégias de controle.
Foram utilizados dois controladores PID, sendo um para controlar a temperatura de entrada do
líquido de arrefecimento no motor através da válvula direcional; e o outro para controlar a
temperatura de saída do líquido de arrefecimento do motor através da rotação da bomba de
água.
A transferência de calor do motor utilizada para o cálculo do modelo foi determinada
através de dados experimentais. Segundo os autores é importante notar as simplificações
adotadas: a viscosidade do fluido não altera em função da temperatura; a transferência de
calor se deve apenas do motor para o líquido de arrefecimento e do líquido para o radiador e
para o radiador de aquecimento da cabine “heater”; inércias do líquido de arrefecimento e do
ar são ignoradas; não é considerado os efeitos de uma possível cavitação.
As simulações utilizaram o ciclo de trabalho Europeu (ECE15 + EUDC). Os autores
simularam o uso do sistema padrão de arrefecimento, com bomba de água com acionamento
mecânico, e o sistema proposto pelo trabalho. Foram comparados os resultados dos dois
sistemas, os quais mostram rotações da bomba de água menores utilizando o modelo proposto
no trabalho, conseqüentemente menor consumo de potência da bomba de água e redução no
período de aquecimento do motor “warm-up”.
41
3. MODELO COMPUTACIONAL
Este capítulo descreve os parâmetros e dados adotados durante o desenvolvimento do
modelo matemático. O modelo foi desenvolvido em software de simulação numérica
considerando as características do motor e do sistema de arrefecimento, com parte dos dados
levantados em medições experimentais e parte fornecidos pelos fabricantes dos componentes
do sistema.
3.1 Software e componentes
O modelo numérico utiliza como ferramenta o pacote numérico da Gamma
Technologies, o qual engloba o pacote “GT-Suite”, onde é utilizada a ferramenta “GT-Cool”,
específico para sistemas de arrefecimento, associada à “GT-Drive”, específica para o conjunto
veículo e transmissão.
Uma nova simulação é implementada através da união conveniente de vários objetos,
cada um deles representando um componente do sistema real. Cada um dos objetos utilizados
numa simulação específica necessita de parâmetros de entrada provenientes do componente
do sistema real. O desempenho do simulador é extremamente sensível aos dados fornecidos
para cada um dos objetos que modelam os componentes do sistema real. A estratégia de
modelamento foi utilizar objetos dos modelos pertencentes ao tutorial do programa,
modificando os dados, parâmetros e arranjos para adequá-los ao modelo estudado neste
trabalho, o qual está esquematizado na figura 3.1:
42
Figura 3.1 – Modelo do sistema de arrefecimento
Fonte: Autor
Os dados e parâmetros necessários para alimentar o software são descritos e
demonstrados separadamente em cada componente nos itens 3.2 ao 3.8 para melhor
compreendimento.
Segundo dados do manual do software simulador, o esquema de interpolação dos
termos temporais, utilizado no tratamento da simulação transiente, é totalmente implícito.
Sabe-se que o esquema implícito deixa o código mais robusto, mas ainda requer passos de
tempo adequados para garantir a precisão. Foi feito um teste variando o passo de tempo para
verificar possíveis diferenças nos resultados encontrados. O passo de tempo sugerido pelo
GT-Suite Flow Reference Manual (2004) é de 0,1s. Foi feita uma simulação com o passo de
tempo de 0,01s nas mesmas condições. Não foi constatada nenhuma alteração nos valores das
temperaturas de trabalho do motor e nem na evolução temporal dos resultados de interesse.
43
A figura 3.2 mostra esquematicamente os principais parâmetros de entrada do modelo
computacional e os principais dados de saída:
Figura 3.2 – Modelo esquematizado dos parâmetros de entrada e dados de saída para o modelo
computacional
Fonte: Autor
44
3.2 Motor
O software divide o motor em dois componentes distintos, porém interligados,
conforme mostra a figura 3.3:
Figura 3.3 – Modelo do motor do veículo
Fonte: Autor
O componente definido por “Engine State” relaciona a queima do combustível com o
trabalho fornecido pelo eixo do motor. O componente definido por “E-block” relaciona todo o
resultado térmico da queima de combustível e como ele será transferido ao sistema de
arrefecimento.
O motor utilizado no estudo possui cilindrada de 1600 4 cilindros e 2 válvulas
por cilindro. Durante o estudo o combustível utilizado foi o etanol. As demais características
necessárias para alimentar o modelo numérico estão detalhadas no anexo A.
Também é necessário alimentar o modelo, através de tabelas, com os dados de
consumo específico e calor rejeitado pelo motor. Para essa finalidade foram realizados testes
em dinamômetro para levantamento de parâmetros relacionados ao comportamento do motor
durante o trabalho. A válvula termostática foi retirada permitindo a circulação do líquido de
arrefecimento pelo motor. Esta medida visa à precisão dos valores das temperaturas de
entrada e saída do líquido de arrefecimento do motor, garantindo os cálculos de balanço
térmico do motor. Os testes foram realizados seguindo os seguintes critérios: Rotações
ensaidas na faixa de 1000 a 6000rpm, com intervalos de 500rpm. Em cada rotação ensaiada
foi atribuída variações de torque em função do porcentual de abertura do ângulo de borboleta
do acelerador, sendo elas, 5, 10, 15, 20, 25, 30, 40, 60, 80, 100% de abertura; aquisição do
torque produzido pelo motor; aquisição das temperaturas de entrada e saída do líquido de
arrefecimento do motor; aquisição da temperatura dos gases de escape; aquisição do tempo de
injeção da válvula injetora de combustível.
45
Através dos valores do tempo de injeção foi possível calcular a vazão de combustível
injetado no motor em cada condição ensaiada. Há 4 válvulas de injeção de combustível no
motor, sendo uma por cilindro.
O software não trabalha diretamente com os valores de torque e posição de borboleta.
Os cálculos são realizados através dos valores de pressão média efetiva (BMEP) do motor. O
cálculo da pressão média efetiva em função do torque é realizado através da equação (3.1) que
pode ser encontrada no GT-Suite Flow Reference Manual (2004) :
BMEP =
(3.1)
onde BMEP é a pressão média efetiva, T o torque fornecido pelo virabrequim do motor e V a
cilindrada do motor.
Houve a necessidade de calcular a pressão média efetiva (BMEP) através dos valores
de torque gerados em cada posição de borboleta.
Os valores de consumo específico, em g/kW*h, são calculados através da potência
gerada no virabrequim e consumo de combustível em cada condição. O cálculo é representado
na equação (3.2):
Consumo específico =
(3.2)
onde é a vazão mássica de combustível e Pef a potência efetiva no virabrequim.
Os valores do consumo de combustível em função do tempo utilizados em todas as
condições ensaiadas podem ser encontrados no apêndice A.
O calor liberado pela queima do combustível é calculado através da equação (3.3):
= * PCI
(3.3)
onde o Qcomb é o calor liberado pela queima do combustível e PCI o poder calorífico inferior
do combustível.
46
Segundo Heywood (1988), os valores de calor rejeitado do motor são obtidos através
da equação (3.4):
= – Pef –
(3.4)
onde é o calor rejeitado pelo motor e o calor liberado nos gases de escape.
O calor liberado nos gases de escapamento foi obtido através da temperatura medida
durante os testes em dinamômetro, da vazão em massa dos gases de escape e do calor
específico dos gases. Segundo Pulkrabek (2004), a vazão mássica dos gases de escape é a
soma das vazões mássicas de combustível e ar admitidos pelo motor. A figura 3.4 mostra
esquematicamente um modelo de um volume de controle do motor.
Figura 3.4 – Esquema do volume de controle do motor
Fonte: Pulkrabek (2004)
Com a vazão mássica de combustível conhecida foi possível calcular a vazão mássica
de ar considerando que o motor trabalha utilizando uma relação estequiométrica da mistura.
Segundo Stone (1999) o valor do calor específico dos gases de escape varia em função
da temperatura, conforme mostra a tabela 3.1:
Tabela 3.1 – Calor específico dos gases de escape em função da temperatura
Temperatura (K)
Calor específico dos gases de escape (J/kg*K)
400
1,075
600
1,102
800
1,132
1000
1,162
1200
1,191
Fonte: Stone (1999)
47
Através dos valores da vazão mássica, da temperatura e calor específico dos gases de
escape foi possível calcular o calor liberado nos gases de escape. Os valores de calor rejeitado
encontrados e utilizados para alimentar o software representam o calor rejeitado pelo motor e
podem ser encontrados no Apêndice B.O calor rejeitado pelo motor é transferido para as
paredes do bloco, depois para o líquido de arrefecimento e por último para o ar ambiente.
Segundo o GT-Suite Flow Reference Manual a equação 3.5 permite o cálculo da
evolução temporal da temperatura do bloco do motor:
=
(3.5)
onde é a massa específica do bloco, o calor específico do bloco, o volume do
bloco, a temperatura da parede do bloco, t o tempo, o calor rejeitado para o líquido de
arrefecimento e o calor rejeitado para o ar ambiente em kW.
A equação 3.5 é o resultado da aplicação da primeira lei da termodinâmica ao volume
de controle do bloco do motor. A equação 3.6 mostra uma forma de determinar o calor
absorvido (ou rejeitado) pelo bloco do motor em função da evolução da temperatura do bloco.
(3.6)
onde é o calor absorvido pela parede do bloco do motor.
O calor rejeitado para o líquido de arrefecimento é calculado através da equação 3.7.
=B.( -
(3.7)
onde é a temperatura do líquido de arrefecimento e B um coeficiente de transferência de
calor , calculado através da equação 3.8:
=
(3.8)
48
onde é a vazão mássica do líquido de arrefecimento e a o coeficiente de
transferência de calor de referência, determinado pela equação 3.9:
=
(3.9)
onde é a temperatura de saída do líquido de arrefecimento do bloco do motor, a
temperatura de entrada do líquido de arrefecimento do bloco do motor, a massa específica
do líquido de arrefecimento, o calor específico do líquido de arrefecimento e a
vazão de referência do líquido de arrefecimento. Os valores atribuidos na equação 3.9 para
determinar a constante de referência ( ) são alimentados pelo usuário. Foram selecionados
valores seguindo as recomendações do GT-Suite Flow Reference Manual.
O calor rejeitado para o ar ambiente em contato com a superfície do motor é calculado
através da equação 3.10,
=
(3.10)
onde é o calor rejeitado para o ar por convecção e o calor rejeitado para o ar
por radiação. Os parâmetros fornecidos para o calor rejeitado por convecção são o coeficiente
de transferência de calor por convecção e a área da superfície externa do bloco. Os parâmetros
fornecidos para o calor rejeitado por radiação são a emissividade do material do bloco. Em
ambos os casos é necessário fornecer ao software a temperatura do ar ambiente em contato
com o motor. Os valores dos parâmetros citados acima se encontram no Anexo A.
3.3 Bomba de água
O componente da bomba de água do motor, quando de acionamento mecânico, está
conectado diretamente ao componente “Engine State” do motor, o qual é responsável por
fornecer rotação e torque à bomba, sendo a bomba responsável por fornecer vazão e pressão
ao líquido de arrefecimento que circula pelo componente “E-block” do motor e a todo o
sistema de arrefecimento do veículo.
49
A figura 3.5 mostra a configuração de montagem e união do componente “Bomba”
com o componente “Engine State” e a união através da mangueira “Pump Out” ao
componente “E-block”:
Figura 3.5 – Modelo da bomba de água do veículo.
Fonte: Autor
Os valores adotados na bomba de água foram obtidos através de ensaios em
laboratório fornecidos pelo fabricante da bomba de água. Foram realizados testes com a
válvula termostática (V. T.) aberta e com a válvula termostática fechada.
A figura 3.6 mostra a variação da pressão entre a entrada e saída da bomba de água em
função da rotação, quando a mesma é aplicada no veículo.
Figura 3.6 – Valores de pressão por rotação da bomba
Fonte: Fabricante
0,00
0,50
1,00
1,50
2,00
2,50
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Dif. Pressão (bar)
Rotação (rpm)
V. T. Fechada
V. T. Aberta
50
A figura 3.7 mostra a variação da vazão em função da rotação da bomba no veículo.
Figura 3.7 – Valores de vazão por rotação da bomba
Fonte: Fabricante
A figura 3.8 mostra a variação da potência consumida para acionamento da bomba de
água em função da rotação, com a bomba montada no veículo.
Figura 3.8 – Valores da potência consumida por rotação da bomba
Fonte: Fabricante
0,00
0,50
1,00
1,50
2,00
2,50
3,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Vazão (L/seg)
Rotação (rpm)
V. T. Fechada
V. T. Aberta
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Potência (W)
Rotação (rpm)
V. T. Fechada
V. T. Aberta
51
A figura 3.9 mostra a variação da pressão entre a entrada e saída da bomba em função
da vazão do sistema de arrefecimento com a válvula termostática aberta e com a válvula
termostática fechada.
Figura 3.9 – Valores de pressão por vazão do sistema
Fonte: Fabricante
Numa determinada rotação há uma faixa de vazão possível de operação da bomba,
sendo os extremos quando a válvula termostática está aberta ou fechada. Também foi
considerada a condição de operação sem a válvula termostática, porém os resultados
encontrados não foram diferentes da condição de válvula termostática aberta devido a sua
baixa perda de carga nesta condição.
O software possui para o modelamento da bomba uma curva característica padrão de
bomba de água utilizada em motores de combustão interna. Para alimentar o modelo, apenas 2
pontos em cada rotação são necessários para o software determinar a curva característica da
bomba utilizada. A tabela presente no anexo B mostra os dados fornecidos ao software de
simulação.
Durante a simulação, o único dado de entrada da bomba é a rotação de trabalho.
Quando a bomba é de acionamento mecânico, a rotação é igual à rotação do motor. Quando a
bomba é acionamento elétrico, a rotação será imposta por um motor elétrico e independente
da rotação do motor.
0,00
0,50
1,00
1,50
2,00
2,50
0,000 0,500 1,000 1,500 2,000 2,500 3,000
Dif. Pressão (bar)
Vazão (L/seg)
V. T. Fechada
V. T. Aberta
52
3.4. Válvula termostática
O componente da válvula termostática é dividido em duas partes, denominadas pelo
software como “mestre” e “escrava”. O componente denominado como “mestre”, é
responsável por abrir e fechar a passagem do líquido de arrefecimento para o radiador do
veículo em função da temperatura medida no próprio líquido. Este componente foi nomeado
como “Term-Radiador”. O componente denominado como “escrava” trabalha em função do
componente “mestre”, permitindo a passagem do líquido de arrefecimento pelo sistema de
recirculação do motor quando o componente “mestre” impede a passagem do líquido de
arrefecimento para o radiador. Da mesma forma, o componente “escrava” impede a circulação
do líquido de arrefecimento pela recirculação do motor quando o componente “mestre”
permite a passagem do líquido de arrefecimento para o radiador. Este componente foi
nomeado como “Term-by-pass”.
A figura 3.10 mostra a configuração de montagem da válvula termostática dividida em
dois componentes distintos, o “Term-Radiador” definido como “mestre” e o “Term-by-pass”
definido como “escrava”.
Figura 3.10 – Modelo da válvula termostática do software de simulação.
Fonte: GT-Autor
A válvula termostática utilizada no modelo numérico foi considerada como um
elemento adiabático. Também não foram consideradas perdas de cargas, por ser mais simples
considerar uma perda de carga equivalente total de todo o sistema. A perda de carga
equivalente será descrita posteriormente.
53
As temperaturas de trabalho (abertura e fechamento) da válvula termostática seguem o
modelo real utilizado no veículo, como mostra a tabela 3.2:
Tabela 3.2 – Temperaturas de trabalho da válvula termostática
Abertura (mm)
Temperatura de abertura (ºC)
Temperatura de fechamento (ºC)
0
80
77
8
95
92
Fonte: Fabricante
A figura 3.11 mostra como o comportamento da histerese da válvula termostática é
considerada pelo software, em função da temperatura.
Figura 3.11 – Histerese da válvula termostática
Fonte: Fabricante
54
3.5 Radiador
O componente radiador do modelo numérico é um conjunto formado pelo radiador e o
ventilador, semelhante ao encontrado no veículo real. O ventilador possui a curva
característica fornecida pelo fabricante como mostra a figura 3.12.
Figura 3.12 – Curva característica do ventilador a 1450rpm e 2450rpm
Fonte: Fabricante
A disponibilidade da curva característica do ventilador é essencial para a condução da
simulação do sistema de arrefecimento, assim como das propriedades do radiador relativas à
perda de carga produzida pelo mesmo. Em condições onde o veículo está a baixa velocidade,
a vazão de ar pelo radiador é uma conseqüência da interação entre estes dois componentes:
ventilador e radiador.
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
220
240
260
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 1,1
Diferença de pressão (Pa)
Vazão (m^3/s)
Fase 2 - 2450rpm
Fase 1 - 1450rpm
55
Para determinar a perda de carga do ar ao passar pelo radiador foi necessário
determinar o coeficiente equivalente da perda de carga em função da vazão, representado na
equação (3.11):
K =
(3.11)
onde K é o coeficiente multiplicador da perda de carga, é a vazão volumétrica de ar e
P é a diferença das pressões na entrada e saída do ventilador.
O software calcula a capacidade de transferência de calor do radiador através da
efetividade, sendo este valor variável em função da vazão de água e ar que passam pelo
radiador. Sendo assim, durante o modelamento é necessário alimentar o software com uma
tabela de efetividade, a qual pode ser encontrada no apêndice C, em que os valores de entrada
são a vazão de água, obtida através da rotação da bomba de água, e a vazão de ar, obtida
através da velocidade do veículo ou pela interação entre ventilador e radiador. O valor de
saída é efetividade estabelecida através dos cálculos descritos a seguir.
O cálculo da efetividade utilizado pelo software considera o radiador como trocador de
correntes paralelas, diferenciando dos cálculos encontrados nas literaturas específicas sobre o
assunto onde indicam o radiador veicular como trocador de correntes cruzadas. Ao estudar os
dados encontrados, concluiu-se que o radiador utilizado no veículo estudado deve ser
considerado como trocador de correntes cruzadas. Por este motivo, houve a necessidade de
criar um mecanismo de conversão entre a efetividade utilizada pelo software ( ) e a
efetividade citada por Incropera e De Witt (2003).
A equação (3.12) mostra a equação adotada pelo software:
(3.12)
onde é a temperatura de entrada do líquido de arrefecimento no radiador, a
temperatura de saída do líquido de arrefecimento no radiador e a temperatura de entrada
do ar no radiador.
Durante o cálculo, a temperatura de entrada do líquido de arrefecimento no radiador e
a temperatura de entrada do ar foram estimadas considerando valores similares aos
encontrados nos testes realizados no veículo.
56
A temperatura de saída do líquido de arrefecimento pode ser encontrada através da
efetividade (ℇ) para trocadores de correntes cruzadas, seguindo a metodologia E-NUT
descrita em Incropera e De Witt (2003), como mostra a equação (3.13).
(3.13)
onde o calor real trocado representado pela equação (3.14) e o calor teórico
máximo representado pela equação (3.15) .
(3.14)
(3.15)
onde é a capacidade calorífica do líquido de arrefecimento em e representada pela
equação (3.16) e a menor capacidade calorífica entre e a capacidade calorífica do ar,
, representada pela equação (3.17) :
(3.16)
(3.17)
onde é a vazão mássica de ar em kg/s, e o calor específico do ar. Foi considerado o
efeito da temperatura sobre a variação do valor encontrado para o calor específico do líquido
de arrefecimento.
Segundo Incropera e De Witt (2003), a equação (3.18) representa a relação entre a
efetividade e o número de unidades de transferência de calor (NUT) para trocadores de
corrente cruzada, sendo esta a característica do radiador utilizado no veículo.
(3.18)
onde é representado pela relação / . O valor de será determinado pelo
maior valor entre a capacidade calorífica do ar ou do líquido de arrefecimento.
=
q
real
q
max
= 1 – exp
1
C
r
· NUT
0,22
· ( exp ( – C
r
· NUT
0,78
) – 1 )
57
O número de unidades de transferência é um parâmetro adimensional e, segundo
Incropera e De Witt (2003), é representado pela equação (3.19):
(3.19)
onde é o coeficiente global de transferência de calor do lado do ar; e a área total de
transferência de calor do ar representada pela equação (3.20):
(3.20)
onde α é o valor calculado da área total de transferência de calor das aletas dividido pelo
Volume total do radiador em ; e o o volume do trocador de calor.
O valor do coeficiente global de transferência de calor do lado do ar é calculado
através da equação (3.21) em que são considerados os coeficientes de transferência de calor
do ar em e do líquido de arrefecimento em :
(3.21)
Sendo a eficiência da superfície com as aletas e a área total de transferência
de calor do líquido de arrefecimento .
Segundo Incropera e De Witt (2003), o valor do coeficiente de transferência de calor
do líquido de arrefecimento em dutos de seção circular é determinado pela equação (3.22):
(3.22)
onde é a condutividade térmica do líquido de arrefecimento e o diâmetro interno dos
tubos de passagem do líquido de arrefecimento do radiador em metros, que no presente caso
apresentam seção circular.
58
Seguindo o mesmo princípio, o valor do coeficiente de transferência de calor por
convecção do lado do ar é determinado pela equação (3.23), a qual a dedução é demonstrada
no Apêndice D.
(3.23)
O número de Nusselt para o escoamento no interior dos tubos do radiador pode ser
avaliado através da equação de Dittus-Boelter (3.24), citada por Incropera e De Witt (2003)
Esta correlação é válida para regime de escoamento turbulento. O expoente 0,3 no número de
Prandtl deve ser usado quando o fluido é resfriado no interior do tubo, como no caso do
radiador considerado.
(3.24)
onde é o número de Reynolds do líquido de arrefecimento que atravessa os dutos
internos. O coeficiente 0,8 do número de Reynolds é utilizado para regimes turbulentos no
interior dos dutos do trocador de calor. Foi calculado o número de Reynolds para as menores
vazões do líquido de arrefecimento no radiador do veículo. Em todas as ocasiões o número de
Reynolds encontrado está em regime turbulento. Segundo Incropera e De Witt (2003), para
líquidos incompressíveis em duto de seção uniforme, o número de Reynolds pode ser
reduzido conforme mostra a equação (3.25).
(3.25)
onde é a viscosidade dinâmica do líquido de arrefecimento. A dedução da equação (3.25)
é demonstrada no Apêndice E.
O número de Prandtl, Pr, do líquido de arrefecimento é obtido através da equação
(3.26):
(3.26)
59
3.6 Veículo
O software permite conectar um modelo dinâmico do veículo ao modelo do motor e
sistema de arrefecimento. Os parâmetros de entrada que devem ser fornecidos ao modelo
dinâmico são: massa do veículo, resistência aerodinâmica, dados referentes ao sistema de
transmissão e dados sobre os pneus. A relação de parâmetros utilizados está disponível no
Anexo C. A figura 3.13 mostra a configuração de montagem e união do componente “veh1”
com o componente “Engine State”, com “Piso” e “Ambiente”.
Figura 3.13 – Modelo do veículo conectado ao motor, piso e ambiente
Fonte: Autor
Os dados de entrada para o modelo dinâmico do veículo são a velocidade e a marcha,
que podem ser constantes ou variáveis com o tempo de simulação. No software é possível
gerar uma tabela da velocidade em função do tempo ou utilizar ciclos de operação do veículo
pré definidos. Como resultado, o modelo dinâmico fornece para o modelo do sistema de
arrefecimento do motor os parâmetros rotação e torque do motor, assim como a velocidade de
incidência do ar no radiador.
60
3.7 Outros componentes
As mangueiras utilizadas no modelo possuem como única função unir os
componentes. A perda de carga produzida por cada um dos componentes individualmente não
foi determinada. Para tanto, seriam necessárias medições de pressão na entrada e saída de
cada componente. Como alternativa, foi utilizada uma perda de carga total equivalente.
Através de dados experimentais do fabricante foi possível estabelecer perdas de carga
equivalentes. Foram utilizados dois componentes presentes no software, nomeado
“PrLossConn” para exercer uma perda de carga equivalente, sendo um componente quando a
condição simula a válvula termostática aberta e outro componente com válvula termostática
fechada. A perda de carga equivalente considera as perdas de carga nas mangueiras, válvula
termostática, bloco do motor e radiador.
Para determinar a perda de carga, o componente “PrLossConn” utiliza uma tabela de
perda de carga em bar em função da vazão em L/s.
A figura 3.14 mostra a posição de cada perda de carga equivalente esquematizada no
sistema de recirculação do líquido de arrefecimento.
Figura 3.14 – Modelo do sistema de recirculação do líquido de arrefecimento
Fonte: Autor
A transferência de calor entre as mangueiras e o ar ambiente também foi
desconsiderada devido à pequena área externa da mangueira, à baixa condutividade térmica
do material da mangueira e também pelo fato do modelo não apresentar o número de
mangueiras do sistema real.
O pneu do veículo também foi considerado através de um componente no software
onde é considerado o raio de rolagem e sua resistência ao rolamento.
61
As condições ambientes são consideradas no modelo, sendo possível estabelecer a
temperatura e pressão ambiente. O componente responsável pelo piso também é considerado,
sendo ele responsável por impor a inclinação da pista de rodagem.
3.8 Bomba de água com acionamento elétrico
O uso da bomba de água com acionamento elétrico busca a otimização do
gerenciamento térmico do motor, sendo possível estabelecer uma temperatura de trabalho do
motor fixa através de um sistema de controle. Há poucas modificações necessárias para a
utilização de uma bomba com acionamento elétrico. O presente trabalho sugere manter o uso
de uma válvula termostática juntamente com o sistema de recirculação do líquido de
arrefecimento do motor. A bomba de água utilizada para as simulações com o uso de um
acionamento elétrico é a mesma utilizada durante as simulações com a bomba de água com
acionamento mecânico, mantendo a mesma curva característica. A modificação sugerida se
restringe apenas ao acionamento da bomba de água. Um motor elétrico é responsável pelo
acionamento da bomba de água. Foi mantida a válvula termostática para impedir o fluxo do
líquido de arrefecimento pelo radiador durante o período de aquecimento do motor. Houve
modificação na temperatura de trabalho da válvula termostática, com o início da abertura em
95ºC, estando totalmente aberta aos 100ºC, com o objetivo de reduzir o período de
aquecimento. Há a possibilidade de alterar o tipo de válvula ou mesmo o tipo de acionamento
da mesma, podendo também ser elétrico.
A rotação de trabalho e consequentemente a vazão do líquido de arrefecimento são
inicialmente controlados pelo componente “Gerador-Sinal” que determina uma rotação fixa
de trabalho em 1000rpm até que o líquido de arrefecimento atinja 95ºC. A estratégia adotada
durante o período de aquecimento do motor (warm-up) visa reduzir as diferenças de
temperatura do líquido de arrefecimento durante a condição em que o motor não possui uma
distribuição uniforme da temperatura no interior do bloco. Outro motivo desta estratégia é
garantir um fluxo de líquido de arrefecimento para o aquecedor de cabine em veículos que
possuem aquecimento interno da cabine.
O controlador PID (Proporcional, integral e derivativo) inicia a operação de controle
da temperatura quando o líquido de arrefecimento ultrapassa 95ºC. O controle da vazão do
líquido de arrefecimento se dá em função da temperatura de trabalho do motor. O componente
responsável por definir e realizar a transição do “Gerador-Sinal” para o controlador PID é
nomeado como “Interruptor”.
62
A figura 3.15 mostra esquematicamente a configuração de montagem da bomba de
água elétrica e o sistema de controle no modelo do veículo em destaque.
Figura 3.15 – Modelo do sistema de bomba de água com acionamento elétrico
Fonte: Autor
O controlador PID visa manter a temperatura de trabalho do motor constante em
qualquer condição de utilização, variando a rotação do motor elétrico e consequentemente a
vazão do líquido de arrefecimento. A sintonia do controlador foi realizada em duas etapas. A
primeira foi utilizar as regras de Ziegler-Nichols para a sintonia de controladores PID,
conforme citado por Ogata (2000). A segunda etapa foi ajustar os valores de ganho
proporcional, do tempo de integral e do tempo derivativo encontrados pelas regras de Ziegler-
Nichols para uma melhor estabilização e controle da temperatura de trabalho do motor.
Adotou-se a temperatura de trabalho do motor igual a 105ºC com o objetivo de
alcançar redução no consumo de combustível. É possível dizer que esta elevação na
temperatura de trabalho não ocasionará problemas mecânicos ao motor por haver condições
de utilização severas, como em velocidade máxima e subida de serra, em que a temperatura de
trabalho atinge ou ultrapassa este valor sem qualquer dano ao motor.
63
O funcionamento do ventilador do radiador foi alterado para apenas uma fase de
operação. Esta fase representa a fase 2, discutido posteriormente no item 4.12, do veículo real,
em que o ventilador trabalha em potência e rotação máxima. As temperaturas de trabalho do
ventilador também foram alteradas para o acionamento quando o líquido de arrefecimento na
entrada do radiador atinge 108ºC. O desligamento do ventilador ocorre quando o mesmo
atinge 106ºC.
A vantagem da utilização de uma bomba de água com acionamento elétrico é o
aumento do rendimento global do motor produzindo uma redução do consumo de combustível
e emissões de poluentes. O ganho na eficiência está principalmente ligado à melhor
estabilização da temperatura de trabalho em diversas condições de uso do veículo devido à
vazão do líquido de arrefecimento ser independente da rotação do eixo virabrequim. O
aumento da temperatura de trabalho resulta na redução do consumo de combustível. Segundo
GT-Suite Flow Reference Manual (2004), o ganho de eficiência do motor quando operando
sob temperaturas mais elevadas está ligado à diminuição das perdas por atrito no motor. O
software utiliza como referência a temperatura de trabalho do motor em 370K. Há correções
no consumo de combustível e calor rejeitado caso o motor esteja com a temperatura de
trabalho diferente, como mostra o gráfico da figura 3.16:
Figura 3.16 – Correção do BMEP em função da temperatura do líquido de arrefecimento
Fonte: GT-Suite Flow Reference Manual (2004)
64
Caso o motor esteja numa temperatura de trabalho abaixo de 370K, haverá um
acréscimo no valor da pressão média efetiva utilizada, conforme mostra o gráfico da figura
3.16, para a busca na tabela de consumo de combustível e calor rejeitado fornecidos
anteriormente. Caso o motor esteja numa temperatura de trabalho acima de 370K, haverá uma
redução no valor da pressão média efetiva utilizada para a busca na tabela de consumo de
combustível e calor rejeitado. O manual do software não fornece uma fonte bibliográfica que
permita verificar a validade do procedimento de correção empregado.
65
4. RESULTADOS
Este capítulo é divido em quatro partes para melhor organizar a discussão sobre os
resultados. A primeira parte apresenta os dados de entrada utilizados no modelo numérico do
estudo. A segunda parte inclui a descrição dos testes realizados no veículo. A terceira parte
apresenta a validação do modelo matemático, realizada através da comparação dos resultados
numéricos com os experimentais, obtidos com o veículo real. A quarta parte inclui a descrição
do modelo com o uso da bomba de água com acionamento elétrico e apresenta os resultados
do uso de acionamento elétrico da bomba de água, comparando com os resultados
encontrados com a bomba de água de acionamento mecânico.
4.1. Dados de entrada
4.1.1. Determinação do coeficiente multiplicador de perda de carga
O coeficiente multiplicador de perda de carga foi encontrado através da determinação
da vazão de ar que atravessa o radiador quando o ventilador é acionado em fase 1, ou seja,
com 1450rpm. Adotou-se, após várias tentativas de encontrar o melhor comportamento, que
durante o funcionamento do ventilador em fase 1, discutida no item 4.1.2, a vazão de ar que
atravessa o radiador é de 60% da vazão máxima do ventilador: 0,58 m
3
/s. Por meio da vazão
calculada foi possível estimar a curva característica do ventilador, e a variação de pressão
entre a entrada e saída do ventilador. Em seguida, aplicou-se a equação (3.11), definida no
capítulo 3.5, resultando no valor de 433,92 do coeficiente multiplicador de perda de carga.
66
4.1.2. Determinação da efetividade do radiador
Os parâmetros adotados para o cálculo da efetividade do radiador são divididos em
características do radiador, características e propriedades do líquido de arrefecimento e
características e propriedades do ar.
O radiador utilizado no veículo é um trocador de calor de correntes cruzadas. A troca
térmica ocorre entre o líquido de arrefecimento e o ar ambiente. A eficiência térmica das
aletas foi estimada em 90% a partir da espessura e da configuração geométrica das aletas. O
procedimento para realizar este cálculo, especificamente para trocadores de calor compactos,
pode ser encontrado em Incropera e De Witt (2003). O passo entre as aletas é de 1,15mm e as
dimensões do radiador correspondem a 632mm de largura; 414,5mm de altura e 23mm de
espessura. O radiador possui 44 tubos de diâmetro interno de 7mm por onde passa o líquido
de arrefecimento.
A temperatura de entrada do líquido de arrefecimento no radiador adotada para o
cálculo da efetividade é de 104ºC. A vazão mássica corresponde a toda faixa de operação da
bomba de água utilizada, sendo ela de 0 a 3,0 kg/s. A massa específica adotada é de 1020
kg/ e condutividade térmica é de 0,4164 W/m K.
A temperatura do ar na entrada no radiador adotada para o cálculo de efetividade é de
57ºC, valor medido experimentalmente; a massa específica de 1,13
kg/ e o calor específico
de 1010 J/kg K. O fato da temperatura de entrada do ar no radiador ser maior que a
temperatura ambiente pode estar relacionado a vários fatores, como a recirculação do ar que
passa pelo radiador. Outro fator que certamente influencia esta temperatura é o aquecimento
do ar por parte do condensador do sistema de ar condicionado do veículo. Este sistema
permaneceu funcionando durante os testes realizados no veículo real. A vazão mássica de ar
que atravessa o radiador é determinada pela velocidade atingida pelo veículo, sendo assim, foi
determinada através faixa de variação da vazão mássica encontrada durante as simulações, 0
kg/s, a 1,5 kg/s. A vazão máxima adotada foi calculada por meio de simulação na condição
de velocidade máxima do veículo com o ventilador do radiador acionado em potência
máxima.
67
Durante os cálculos foram considerados o coeficiente multiplicador de perda de carga,
a área frontal do radiador do veículo e coeficientes de diferenças de pressão entre a entrada e
saída do radiador. Estes coeficientes visam aproximar possíveis perdas de cargas associadas a
fatores aerodinâmicos não relacionados ao radiador, como por exemplo a grade do veículo e
restrições devido a diversas peças após a saída do ar pelo conjunto do radiador. Os valores
adotados seguiram os valores sugeridos pelo GT-Suite Flow Reference Manual (2004)
4.1.3. Parâmetros de operação do sistema de arrefecimento
O ventilador está fixado diretamente ao radiador formando um conjunto único e seu
acionamento é realizado por um motor elétrico de potência nominal de 250W. O acionamento
está atrelado à temperatura de saída do líquido de arrefecimento do motor. Ocorrem duas
fases de operação durante o funcionamento do ventilador: Fase1, o ventilador é acionado a
1450rpm quando a temperatura de saída do líquido de arrefecimento do motor atinge 99ºC,
sendo desligado quando atinge temperatura inferior a 96ºC; Fase2, o ventilador é acionado a
2450rpm quando a temperatura de saída do líquido de arrefecimento atinge 102ºC e retorna a
fase1 quando atinge 100ºC.
A bomba de água utilizada para as simulações iniciais foi a bomba de água de
acionamento mecânico já utilizada no motor. Seu acionamento está diretamente ligado a eixo
virabrequim do motor.
Uma série de simulações foi realizada para o mesmo veículo, motor e sistema de
arrefecimento, porém sob diversas condições de utilização: Subida de serra; velocidade
máxima; velocidade constante de estrada; marcha-lenta; ciclo rodoviário de consumo; e ciclo
urbano de consumo.
Para todas as condições os seguintes parâmetros foram mantidos: Consumo de
combustível do motor; calor rejeitado pelo motor; coeficiente aerodinâmico e área frontal do
veículo; perdas de carga do sistema de arrefecimento; temperaturas de trabalho da válvula
termostática e curva característica da bomba de água.
68
4.2. Descrição dos testes realizados
Os dados experimentais utilizados para validar o modelo numérico foram medidos em
pista de teste no veículo real. Foram medidos a rotação do motor e o ângulo de posição de
borboleta do motor através do leitor do sistema de injeção eletrônica Diagnozer VAG 1552.
As temperaturas do líquido de arrefecimento e ambiente foram medidas através do
equipamento de aquisição Netdag – Fluke. Os termopares foram alojados na saída do líquido
de arrefecimento do motor e na entrada e saída do radiador. O termopar utilizado para
aquisição da temperatura do ar ambiente foi alojado na grade dianteira do veículo, sendo
todos do tipo “K” NiCr-Ni.
Por adotar perdas de carga equivalentes, foi necessário encontrar coeficientes de perda
de carga capazes de reproduzir algumas condições de operação onde as vazões são
conhecidas. Algumas condições de operação cuja vazão é conhecida foram medidas pelo
fornecedor da bomba de água, operando juntamente com o sistema de arrefecimento. Os
coeficientes de perda de carga equivalente foram obtidos com uma análise cuidadosa destes
dados experimentais para que os valores de vazão e potência consumida fornecidas pelo
software simulador fossem próximos aos medidos no veículo real.
4.2.1. Subida de serra
O teste de subida de serra visa analisar o comportamento do sistema de arrefecimento
do veículo numa condição severa de uso. Esta condição é considerada severa devido à grande
solicitação de carga do motor com baixa vazão de ar através do radiador. Durante o teste de
subida de serra o veículo está com capacidade de carga máxima 460kg, velocidade constante
em 55km/h, 2ª marcha e inclinação de rampa constante em 12%. A temperatura ambiente
simulada é a mesma encontrada na condição real, de 37ºC. A temperatura inicial do líquido de
arrefecimento é de 90ºC. O tempo de realização do teste é de 720 segundos. Segundo os
critérios estabelecidos pelo fabricante, a temperatura de trabalho do motor não pode
ultrapassar os 120ºC antes de 600 segundos após o início do teste. Caso isto ocorra, o veículo
está reprovado no teste.
69
4.2.2. Velocidade máxima
O teste de velocidade máxima visa analisar o comportamento do sistema de
arrefecimento do veículo numa condição severa de uso. Esta condição é considerada severa
devido ao motor estar gerando potência máxima e por conseqüência com alta transferência de
calor para o líquido de arrefecimento. Durante o teste de velocidade máxima o veículo está
com meia carga 230kg, velocidade constante em 169km/h, 5ª marcha e sem inclinação de
pista. A temperatura ambiente simulada é a mesma encontrada na condição real, de 37ºC. A
temperatura inicial do líquido de arrefecimento é de 90ºC. O tempo de realização do teste foi
de 720 segundos.
4.2.3. Velocidade constante de estrada
Durante o teste de velocidade constante de estrada o veículo está com meia carga
230kg, velocidade constante em 100km/h, 5ª marcha e sem inclinação de pista. O teste visa
analisar o comportamento do sistema de arrefecimento numa condição comum de utilização.
A temperatura ambiente simulada é a mesma encontrada na condição real, de 37ºC. A
temperatura inicial do líquido de arrefecimento é de 90ºC. O tempo de realização do teste foi
de 480 segundos.
4.2.4. Marcha-lenta
Durante o teste de marcha-lenta o veículo permaneceu parado, em rotação de marcha-
lenta 760rpm. Este teste visa simular o comportamento do sistema de arrefecimento durante
uma condição de trânsito parado, considerado severo por não haver vazão de ar através do
radiador. Há apenas vazão de ar durante o acionamento do ventilador. Outro objetivo do teste
foi comparar o incremento de temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor na
condição real e simulada. A temperatura inicial do líquido de arrefecimento é a mesma da
temperatura ambiente, de 26ºC. Durante o teste real o capô do veículo foi mantido aberto,
favorecendo a troca térmica de todo o sistema de arrefecimento, condição difícil de ser
simulada. O ventilador do radiador opera na fase 1, ou seja, rotação de 1450rpm, acionamento
em 99ºC e desligamento em 96ºC.
70
4.2.5. Ciclo rodoviário de consumo
O ciclo rodoviário de consumo é utilizado para medição do consumo de combustível
de veículo e serve como um padrão adotado em comparativos. Durante o teste a temperatura
inicial do líquido de arrefecimento e do ambiente é de 20ºC. A carga transportada pelo veículo
é apenas 1 ocupante de 75kg. A velocidade do veículo varia seguindo uma tabela de
velocidade em função do tempo. O ciclo rodoviário utiliza o padrão de condução até 765
segundos, nomeada de fase fria. O período nomeado de fase quente se inicia a partir de 766
segundos até 1530 segundos e segue as mesmas variações de velocidade da fase fria. Durante
a transição entre as fases, o veículo permanece ligado e não há qualquer intervalo de tempo
de espera. A figura 4.1 mostra a velocidade do veículo em função do tempo para o ciclo
rodoviário de consumo.
Figura 4.1 –Velocidade do veículo em função do tempo – ciclo rodoviário de consumo.
A marcha selecionada está relacionada à velocidade do veículo e segue o padrão de
trocas mostrado na tabela 4.1:
Tabela 4.1 – Condições de troca de marcha
Marcha
1ª
2ª
3ª
4ª
5ª
Velocidade de trocas ascendentes (km/h)
0
15
35
50
70
Velocidade de trocas descendentes (km/h)
1
10
30
40
60
71
4.2.6. Ciclo urbano de consumo
O ciclo urbano de consumo é utilizado para medição do consumo de combustível de
veículo e serve como um padrão adotado em comparativos. Durante o teste a temperatura
inicial do líquido de arrefecimento e do ambiente é de 20ºC. A carga transportada pelo veículo
é apenas 1 ocupante de 75kg. A marcha selecionada está relacionada à velocidade do veículo
e segue o mesmo padrão de trocas utilizado na condição de ciclo rodoviário. A velocidade do
veículo varia seguindo uma tabela de velocidade em função do tempo. O tempo total do ciclo
é de 1880s. A figura 4.2 mostra a velocidade do veículo em função do tempo.
Figura 4.2 –Velocidade do veículo em função do tempo – ciclo urbano de consumo.
72
4.3. Validação do modelo matemático
O processo de validação do modelo numérico consiste em comparar os dados
encontrados nos testes realizados no veículo real com os dados obtidos através de simulação
com o modelo numérico, sob diferentes condições. Com o objetivo de deixar a apresentação
mais clara, cada condição é apresentada separadamente a seguir.
4.3.1. Validação para a condição de teste de subida de serra
Vários parâmetros do sistema de arrefecimento ficam praticamente inalterados após a
segunda metade do teste de subida de serra. Pode-se dizer que o sistema de resfriamento fica
próximo de atingir uma condição de regime permanente. A tabela 4.2 mostra os valores de
alguns parâmetros neste estado de “quase” regime permanente.
Tabela 4.2 – Parâmetros do sistema na segunda metade do teste de subida de serra.
Rotação do motor
4006 rpm
Calor rejeitado para o líquido de arrefecimento
21,67 kW
Potência produzida no virabrequim
36,23 kW
Consumo médio de combustível
2,97 km/l
Potência consumida pela bomba de água
434 W
A figura 4.3 mostra a comparação entre a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento na saída do motor medida experimentalmente e o resultado obtido
através da simulação, junto com a diferença porcentual entre os dois resultados.
Figura 4.3 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor e a diferença porcentual dos
resultados em função do tempo – teste de subida de serra
0.00%
1.00%
2.00%
3.00%
4.00%
5.00%
6.00%
7.00%
8.00%
80
85
90
95
100
105
110
115
120
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(ºC)
(s)
Simulado
Medição experimental
Erro
73
A diferença de comportamento observada na figura 4.3 pode estar relacionada a vários
fatores, como a má caracterização do calor rejeitado pelo motor ou ainda a outros parâmetros
do sistema, como vazões por exemplo. Outra possibilidade, que certamente influencia o
comportamento observado é a capacidade térmica das peças motor. O modelo numérico
considera unicamente a capacidade térmica do bloco do motor. Isto pode explicar a evolução
mais rápida da temperatura obtida através da simulação. Entretanto, as temperaturas do
líquido de arrefecimento na saída do motor no período de 720 segundos após o início do teste
estão próximas, sendo 118,17ºC para a medição experimental e 118,53ºC para resultado da
simulação.
A figura 4.4 mostra através de resultados da simulação o calor rejeitado total (Qt) pelo
motor sendo absorvido pelo bloco do motor (Qbl), transferido para o líquido de arrefecimento
(Qla) e para o ar ambiente (Qar).
Figura 4.4 – Transferência do calor rejeitado pelo motor – teste de subida de serra
Durante a fase inicial do teste há grande absorção de calor pelo bloco do motor. Após
atingir determinada temperatura a absorção de calor pelo bloco torna-se muito baixa devido às
temperaturas do bloco e do líquido de arrefecimento serem muito próximas. O calor total
rejeitado pelo motor passa a ser transferido apenas para o líquido de arrefecimento e, em
menor parte, para o ar ambiente em contato com o bloco.
0
5
10
15
20
25
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
74
A figura 4.5 mostra através de outro resultado de simulação a diferença entre a vazão
do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador.
Figura 4.5 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo – teste de subida de serra .
A vazão do líquido de arrefecimento no início da simulação é menor no radiador
devido à temperatura inicial do líquido de arrefecimento na saída do motor ser de 90ºC. Nesta
condição a válvula termostática não está completamente aberta, restringindo a passagem do
líquido de arrefecimento para o radiador. Como mostra o gráfico da figura 4.5, após 60 s a
válvula está completamente aberta e as vazões na bomba e no radiador são iguais.
A figura 4.6 mostra a variação do consumo específico em relação ao tempo, ainda para
o teste de subida de serra.
Figura 4.6 – Consumo específico do motor em função do tempo – teste de subida de serra.
0
0.5
1
1.5
2
2.5
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
408
410
412
414
416
418
420
422
424
426
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(g/kW*h)
(s)
75
O consumo específico no início da simulação é maior devido à temperatura de trabalho
do motor ser menor. Após a estabilização da temperatura de trabalho do motor o consumo
específico também se estabiliza. Esta redução no consumo específico com o aumento da
temperatura do motor foi discutida no item 3.8 do presente trabalho.
4.3.2. Validação para a condição de teste de velocidade máxima
Da mesma forma que no teste de subida de serra, vários parâmetros do sistema de
arrefecimento ficam praticamente inalterados após a segunda metade do teste de velocidade
máxima. Pode-se dizer que o sistema de resfriamento fica próximo de atingir uma condição de
regime permanente. A tabela 4.3 mostra os valores de alguns parâmetros neste estado de
“quase” regime permanente.
Tabela 4.3 – Dados do sistema durante a condição de teste velocidade máxima:
Rotação do motor
4660 rpm
Calor rejeitado para o líquido de arrefecimento
27,63 kW
Potência produzida no virabrequim
54,37 kW
Consumo médio de combustível
6,13km/l
Potência consumida pela bomba de água
678 W
A figura 4.7 mostra a comparação entre a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento na saída do motor do veículo real e o resultado obtido através da
simulação, junto com a diferença porcentual entre os dois resultados.
Figura 4.7 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor e a diferença porcentual dos
resultados em função do tempo – teste de velocidade máxima
0.00%
1.00%
2.00%
3.00%
4.00%
5.00%
6.00%
7.00%
8.00%
80
85
90
95
100
105
110
115
120
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(ºC)
(s)
Simulado
Medição experimental
Erro
76
Ocorreu durante o teste realizado no veículo uma variação da velocidade no início do
teste devido a condições externas da pista, obrigando o condutor a reduzir a aceleração do
motor e por conseqüência o calor rejeitado pelo motor. O comportamento das temperaturas do
liquido de arrefecimento na saída do motor no período de 720 segundos após o início estão
bastante próximas das medições dos testes, oscilando entre 104 e 105ºC para o veículo real e
104,58ºC para o os resultados da simulação.
A figura 4.8 mostra comparativamente o calor rejeitado total (Qt) pelo motor, o calor
absorvido pelo bloco do motor (Qbl), o calor transferido para o líquido de arrefecimento (Qla)
e o calor transferido para o ar ambiente (Qar), todos obtidos através de simulação.
Figura 4.8 – Transferência do calor rejeitado pelo motor – teste de velocidade máxima
Durante a fase inicial do teste há grande absorção de calor pelo bloco do motor. Após
240 segundos, a absorção de calor pelo bloco é muito baixa devido às temperaturas do bloco e
do líquido de arrefecimento serem próximas. O calor total rejeitado pelo motor passa a ser
transferido apenas para o líquido de arrefecimento e para o ar ambiente em contato com o
bloco.
0
5
10
15
20
25
30
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
77
A figura 4.9 mostra os resultados obtidos através da simulação para a diferença entre a
vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador. O
comportamento observado é muito similar ao teste de subida de serra, já comentado. O
mesmo pode ser dito sobre a variação do consumo específico em função do tempo, mostrado
na figura 4.10.
Figura 4.9 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo.
Figura 4.10 – Consumo específico do motor em função do tempo
0
0.5
1
1.5
2
2.5
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
407
408
409
410
411
412
413
414
415
416
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(g/kW*h)
(s)
78
4.3.3. Validação para a condição de teste de velocidade constante em estrada
Durante o teste de velocidade constante em estrada, vários parâmetros ficam
praticamente inalterados, como mostra a tabela 4.4.
Tabela 4.4 – Dados do sistema durante a condição de teste de velocidade constante em
estrada:
Rotação do motor
2760 rpm
Calor rejeitado para o líquido de arrefecimento
15,25 kW
Potência produzida no virabrequim
14,29 kW
Consumo médio de combustível
11,09 km/l
Potência consumida pela bomba de água
173 W
A figura 4.11 mostra a comparação entre a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento na saída do motor do veículo real e o resultado obtido através da
simulação, junto com a diferença porcentual entre os dois resultados.
Figura 4.11 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor e a diferença porcentual dos
resultados em função do tempo – teste de velocidade constante em estrada
0.00%
0.50%
1.00%
1.50%
2.00%
2.50%
3.00%
80
82
84
86
88
90
92
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(ºC)
(s)
Simulado
Medição experimental
Erro
79
As temperaturas do líquido de arrefecimento na saída do motor do veículo real e
simulado no período de 480 segundos após o início são iguais em 84ºC. Considerando todo o
teste, o erro observado entre a medição e o resultado da simulação ficou sempre abaixo de
2,5%, considerado bastante satisfatório.
A figura 4.12 mostra os resultados da simulação para o calor rejeitado total (Qt) pelo
motor, calor absorvido pelo bloco do motor (Qbl), calor transferido para o líquido de
arrefecimento (Qla) e calor transferido para o ar ambiente (Qar).
Figura 4.12 – Transferência do calor rejeitado pelo motor
Durante a fase inicial do teste o bloco do motor está com 90ºC, valor acima da
temperatura de estabilização do líquido de arrefecimento.Desta forma, o bloco passa a rejeitar
calor principalmente para o líquido de arrefecimento. Após atingir a temperatura de
estabilização, há pouca ou nenhuma transferência de calor por parte do bloco devido às
temperaturas do bloco e do líquido de arrefecimento serem muito próximas.
-4
-2
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
80
A figura 4.13 mostra através da simulação a diferença entre a vazão do líquido de
arrefecimento na bomba de água e no radiador.
Figura 4.13 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo.
A vazão do líquido de arrefecimento é menor no radiador devido ao controle da
válvula termostática. Nesta condição a válvula termostática não está completamente aberta,
restringindo a passagem do líquido de arrefecimento para o radiador. Por outro lado, o motor
não gera calor suficiente para que a temperatura aumente nesta condição. Por conseqüência, a
válvula termostática fica parcialmente aberta e por conseqüência parte da vazão gerada pela
bomba é direcionada para o sistema de recirculação do líquido de arrefecimento do motor,
consumindo potência desnecessária para bombear 0,5 kg/s a mais que o sistema necessita.
A figura 4.14 mostra a variação do consumo específico em função do tempo.
Figura 4.14 – Consumo específico do motor em função do tempo
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
1.6
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
503
504
505
506
507
508
509
510
511
512
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(g/kw*h)
(s)
81
O consumo específico no início da simulação é menor devido a maior temperatura de
trabalho do motor observada durante o teste. Após a estabilização da temperatura de trabalho
do motor o consumo específico também se estabiliza, num valor maior que no início do teste,
conforme pode ser observado no gráfico da figura 4.14.
4.3.4. Validação para a condição de teste em marcha-lenta
A figura 4.15 mostra a comparação entre a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento na saída do motor do veículo real e o resultado obtido através da
simulação, junto com a diferença porcentual entre os dois resultados.
Figura 4.15 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor e a diferença porcentual dos
resultados em função do tempo – condição de teste em marcha lenta
Pode-se observar que o aumento de temperatura medido no veículo e o resultado da
simulação são bastante próximos. Isto mostra que tanto o calor rejeitado pelo motor quanto a
capacidade térmica do motor utilizados pelo simulador estão compatíveis com o sistema real.
0.00%
1.00%
2.00%
3.00%
4.00%
5.00%
6.00%
7.00%
8.00%
9.00%
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(ºC)
(s)
Simulado
Medição Experimental
Erro
82
Na a simulação numérica, houve a necessidade de ajustar a temperatura de ativação do
ventilador em 101ºC e o desligamento em 91ºC para que os resultados ficassem semelhantes
ao veículo real. Na especificação, a temperatura de ativação do ventilador é de 99ºC e o
desligamento em 96ºC.
Porém houve uma diferença nos valores das temperaturas de ativação e desligamento
do ventilador no veículo real. Esta diferença ocorre por haver um retardo na leitura de
temperatura do líquido de arrefecimento no veículo real ocasionado provavelmente pela baixa
vazão do líquido de arrefecimento nesta condição. Esta característica também influencia o
desligamento do ventilador em temperaturas menores que a especificada.
A figura 4.16 mostra alguns resultados da simulação: o calor rejeitado total (Qt) pelo
motor e as parcelas absorvida pelo bloco do motor (Qbl), transferida para o líquido de
arrefecimento (Qla) e transferida para o ar ambiente (Qar).
Figura 4.16 – Transferência do calor rejeitado pelo motor– condição de teste em marcha lenta
Durante a fase inicial do teste a temperatura do bloco e do líquido de arrefecimento é a
mesma que a temperatura ambiente, ocorrendo grande absorção de calor pelo bloco. Há um
aumento na transferência de calor para o líquido de arrefecimento quando o mesmo atinge a
temperatura de abertura da válvula termostática. Neste momento o calor absorvido pelo bloco
é reduzido, por estar em temperatura próxima à temperatura do líquido de arrefecimento.
-10
-5
0
5
10
15
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
Início da abertura da
válvula termostática,
início da entrada do
líquido de arrefecimento
do radiador no bloco do
motor
Ativação do ventilador
do radiador
Desligamento do
radiador do ventilador
83
Após a homogeneização da temperatura do líquido de arrefecimento do sistema de
recirculação do motor com o líquido de arrefecimento do radiador, há novamente absorção de
calor pelo bloco do motor devido ao aumento da temperatura do líquido de arrefecimento.
Ao atingir a temperatura de ativação do ventilador, há grande transferência de calor
para o líquido, sendo parte deste calor o calor rejeitado pela queima do combustível e a outra
parte do calor que foi absorvido pelo bloco. Neste momento, há transferência de calor do
bloco por estar com temperatura maior que o líquido de arrefecimento.
A figura 4.17 mostra a diferença entre a vazão do líquido de arrefecimento na bomba
de água e no radiador, para a condição de teste em marcha lenta.
Figura 4.17 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo– condição de teste em marcha lenta.
A vazão do líquido de arrefecimento no radiador é nula enquanto a temperatura do
líquido de arrefecimento na saída do motor não atinge a temperatura de abertura da válvula
termostática. A bomba de água está operando desde o início do teste enquanto a válvula
termostática está totalmente aberta somente após 580 segundos. Esta característica promove
um período de aquecimento do motor “warm-up” maior devido à circulação de líquido de
arrefecimento durante a fase fria do motor, ou seja temperaturas abaixo de 80ºC. Durante este
período há um consumo desnecessário de potência consumida pela bomba.
0
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0.4
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
84
4.3.5. Validação para a condição de teste no ciclo rodoviário de consumo
O fabricante do veículo forneceu apenas o consumo médio total de etanol durante o
ciclo de consumo rodoviário. A tabela 4.5 mostra o comparativo entre o consumo médio total
do medido com o veículo real e resultado obtido com a simulação.
Tabela 4.5 – Consumo durante o ciclo rodoviário
Consumo medido no veículo real (km/l)
Consumo fornecido pela simulação (km/l)
11,90
12,04
Fonte: Fabricante o valor medido no veículo e Autor para o resultado da simulação
A variação da temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função
do tempo é representada graficamente pela figura 4.18. Conforme comentado, apenas o
resultado da simulação está disponível, impossibilitando a comparação para esta condição.
Figura 4.18 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo – ciclo
rodoviário de consumo
A temperatura do motor atinge uma temperatura média de trabalho próxima a 81ºC.
Esta temperatura é atingida somente após 250 segundos do início do teste, devido à grande
quantidade de massa de ar que atravessa o radiador do veículo e à baixa solicitação de carga
do motor.
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(ºC)
(s)
85
Nesta condição a vazão do líquido de arrefecimento no radiador é baixa em
comparação com a vazão produzida pela bomba de água conforme mostra a figura 4.19.
Figura 4.19 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo – ciclo rodoviário de consumo
.
A figura 4.20 mostra a variação do consumo de combustível do motor em função do
tempo durante ciclo completo.
Figura 4.20 – Consumo de combustível do motor em função do tempo – ciclo rodoviário de consumo
Os valores do consumo de combustível são maiores na fase inicial do teste em relação
à fase final. Esta característica é atribuída ao maior consumo de combustível em temperaturas
menores de trabalho do motor.
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
0
2
4
6
8
10
12
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(kg/hr)
(s)
86
Devido ao ciclo rodoviário possuir uma fase fria e uma fase quente iguais, como citado
anteriormente na descrição do teste (item 4.2.5), é possível realizar uma comparação entre o
consumo de combustível durante o período de aquecimento do motor e durante o período o
qual a temperatura do motor está estabilizada. A figura 4.21 mostra o comparativo de
consumo de combustível nos 200 segundos iniciais de cada fase.
Figura 4.21 – Consumo de combustível do motor em função do tempo durante a fase fria e fase quente –
ciclo rodoviário de consumo
As diferenças de consumo de combustível entre as duas fases são maiores nos segundo
iniciais de cada fase, atingindo até 80% de diferença em determinadas condições. No primeiro
minuto de teste a diferença entre as duas fases é de 19,5%. Este resultado sugere que qualquer
diminuição no período de aquecimento do motor pode trazer como benefício uma redução no
consumo de combustível, principalmente se for considerado um trajeto curto.
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200
(kg/hr)
(s)
Fase fria
Fase quente
87
4.3.6. Validação para a condição de teste no ciclo urbano de consumo
O fabricante do veículo forneceu apenas o consumo médio total de etanol durante o
ciclo de consumo urbano. A tabela 4.6 mostra o comparativo entre o consumo médio total
medico com o veículo real e resultado obtido através de simulação.
Tabela 4.6 – Consumo de combustível durante o ciclo urbano
Consumo do veículo real (km/l)
Consumo do veículo fornecido pelo
software (km/l)
8,2
8,05
Fonte: Fabricante para o consumo medido em veículo real e Autor para o resultado obtido através de simulação
A variação da temperatura do líquido de arrefecimento na saído do motor em função
do tempo é representada graficamente pela figura 4.22, para o ciclo urbano de consumo.
Figura 4.22 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo – ciclo
urbano de consumo
A temperatura de início de abertura da válvula termostática é atingida somente após
300 segundos do início do teste. Neste período de tempo a vazão do líquido de arrefecimento
no radiador é nula. Após o período de aquecimento a temperatura do líquido de arrefecimento
aumenta devido à baixa vazão de ar que atravessa o radiador. Em certas condições, a vazão do
líquido de arrefecimento é a mesma tanto para a bomba como no radiador, situação na qual a
válvula termostática está completamente aberta. Nestas condições a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC.
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(ºC)
(s)
88
A figura 4.23 mostra através da simulação a diferença entre a vazão do líquido de
arrefecimento na bomba de água e no radiador.
Figura 4.23 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água e no radiador em função do
tempo– ciclo urbano de consumo.
A figura 4.24 mostra a variação do consumo de combustível do motor em função do
tempo, para o ciclo urbano de consumo.
Figura 4.24 – Consumo de combustível do motor em função do tempo– ciclo urbano de consumo
Como observado nos demais testes, os valores do consumo de combustível são
maiores na fase inicial do teste. Esta característica é atribuída ao maior consumo de
combustível em temperaturas menores de trabalho do motor.
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(kg/s)
(s)
Bomba
Radiador
0
1
2
3
4
5
6
7
8
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(kg/hr)
(s)
89
4.4. Aplicação do acionamento elétrico da bomba de água
O estudo da aplicação da bomba de água com acionamento elétrico consistiu em
comparar os resultados obtidos através de simulação do modelo matemático com os dados
obtidos através da simulação do modelo matemático da aplicação da bomba de água com
acionamento mecânico, demonstrados anteriormente. O comparativo entre os dois tipos de
acionamento foi realizado em todas as condições simuladas para a bomba de água com
acionamento mecânico.
Os parâmetros utilizados para o comparativo dos testes realizados entre os dois tipos
de acionamento, como a temperatura inicial do líquido de arrefecimento, temperatura
ambiente, tempo de simulação e carga transportada pelo veículo foram mantidas para todas as
diferentes condições.
Utilizou-se a nomenclatura BM para bomba de água com acionamento mecânico e BE
para a bomba de água com acionamento elétrico para simplificar e otimizar a visualização dos
gráficos e tabelas.
4.4.1. Comparativo para a condição de teste de subida de serra
Os parâmetros como a rotação do motor, potência produzida no virabrequim e calor
rejeitado pelo motor durante as simulações na condição de subida de serra foram idênticas nos
dois tipos de acionamento. A tabela 4.7 mostra o comparativo entre o consumo de
combustível do modelo com a bomba de água com acionamento mecânico com o modelo com
a bomba de acionamento elétrico, onde se observa que não há qualquer diferença no consumo
de combustível devido à mudança no tipo de acionamento da bomba de água.
Tabela 4.7 – Consumo de combustível durante o teste de subida de serra
Consumo de combustível BM (km/l)
Consumo de combustível BE (km/l)
2,97
2,97
90
A figura 4.25 mostra a comparação entre a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da
bomba de água. Pode-se verificar que a temperatura estabiliza antes para o caso da bomba
elétrica, mas a diferença é muito pequena para que alguma alteração no consumo de
combustível pudesse ser observada.
Figura 4.25 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo
As temperaturas de estabilização do líquido de arrefecimento nos dois tipos de
acionamento foram iguais, em 118ºC, sendo atingida no período de tempo menor no modelo
de acionamento elétrico devido ao fato de o ventilador ser acionado em temperatura mais
elevada.
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
115
120
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(ºC)
(s)
BE
BM
91
A figura 4.26 mostra a comparação da vazão do líquido de arrefecimento nos dois
tipos de acionamento.
Figura 4.26 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo
No início do teste a temperatura do líquido de arrefecimento está abaixo de 95ºC,
condição em que a bomba de água está trabalhando com 1000rpm. A rotação da bomba de
água é controlada pelo controlador PID a partir do momento que a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC, variando a vazão mássica do líquido de arrefecimento.
O comportamento do calor rejeitado total, do calor absorvido pelo bloco, do calor
rejeitado para o ar e do calor rejeitado para o líquido de arrefecimento é semelhante ao
comportamento encontrado no teste utilizando a bomba de água com acionamento mecânico.
Este comportamento sugere que o radiador do veículo estudado não possui capacidade de
troca térmica suficiente para manter a temperatura do líquido de arrefecimento em 105ºC. A
rotação máxima da bomba de água atingida nos dois tipos de acionamento foi de 4000rpm.
Após diversas simulações do modelo numérico com acionamento elétrico da bomba de água
foi possível observar que mesmo com rotações superiores a 4000rpm não houve alteração na
temperatura do líquido de arrefecimento do motor.
0
0.5
1
1.5
2
2.5
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kg/s)
(s)
BM
BE
92
4.4.2. Comparativo para a condição de teste de velocidade máxima
Como no comparativo anterior, todos os parâmetros da simulação na condição de
velocidade máxima foram idênticos nos dois tipos de acionamento. A tabela 4.8 mostra o
comparativo entre o consumo de combustível do modelo com a bomba de água com
acionamento mecânico com o modelo com a bomba de acionamento elétrico.
Tabela 4.8 – Consumo de combustível para o teste de velocidade máxima
Consumo de combustível BM (km/l)
Consumo de combustível BE (km/l)
6,13
6,28
A diferença de consumo de combustível é resultado do motor permanecer em
temperatura mais elevada no modelo com a bomba de água com acionamento elétrico,
conforme mostra a figura 4.27, comparando a evolução temporal das temperaturas do líquido
de arrefecimento obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da bomba de
água.
Figura 4.27 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo – teste
de velocidade máxima
85
87
89
91
93
95
97
99
101
103
105
107
109
111
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(ºC)
(s)
BE
BM
93
O controlador PID foi ajustado da melhor forma possível para manter a temperatura
em 105ºC em qualquer condição de uso. Devido à grande quantidade calor liberada
subitamente, o controlador não atingiu um tempo de resposta necessário para não permitir que
a temperatura se elevasse acima de 105ºC, atingindo a temperatura de 109,6ºC. Porém este
pico está abaixo de 25% do valor estabelecido, dentro da condição tolerável segundo as regras
de Ziegler-Nichols, citadas por Ogata (2000). Outro fator determinante para este pico é não
considerar a condição transiente do teste. Na simulação as temperaturas do líquido de
arrefecimento e do bloco estão a 90ºC e subitamente o veículo é submetido à velocidade
máxima de 169km/h, ocasionando um pico quase instantâneo de carga, rotação, potência
produzida e calor liberado. Trata-se de uma condição extrema. Sendo assim, uma condição
mais próxima da realidade seria conduzir o veículo a 100km/h constante, com as temperaturas
do bloco e do líquido de arrefecimento em 90ºC e então acelerá-lo até a velocidade máxima
de 169km/h de forma mais progressiva. Provavelmente a temperatura seria estabilizada sem
ultrapassar 105ºC.
A figura 4.28 mostra através de simulação a comparação da vazão mássica do líquido
de arrefecimento nos dois tipos de acionamento.
Figura 4.28 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo – teste
de velocidade máxima
0
0.5
1
1.5
2
2.5
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780
(kg/s)
(s)
BM
BE
94
No início do teste a temperatura do líquido de arrefecimento está abaixo de 95ºC,
condição em que a bomba de água está trabalhando com 1000rpm. A rotação da bomba de
água é controlada pelo controlador PID a partir do momento que a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC, variando a vazão do líquido de arrefecimento.
A vazão do líquido de arrefecimento para o caso com acionamento elétrico é menor
para manter a temperatura de trabalho em 105ºC. A temperatura de trabalho do modelo que
utiliza a bomba de água com acionamento mecânico é apenas 0,5ºC abaixo em relação ao
modelo de acionamento elétrico da bomba de água, apesar da vazão da bomba de
acionamento mecânico ser praticamente o dobro. Este fato sugere novamente que o radiador
está com sua capacidade de troca térmica limitada pelo lado do ar, pois mesmo sofrendo
grandes variações na vazão do líquido de arrefecimento não possui a capacidade de retirar
maior quantidade de calor do líquido de arrefecimento. O calor rejeitado para o líquido de
arrefecimento nos dois modelos são próximos, sendo 27 kW para o modelo com acionamento
mecânico e 26,5 kW para o modelo com acionamento elétrico.
No teste de velocidade máxima há pequena diferença no consumo específico em
função do tempo conforme mostra a figura 4.29.
Figura 4.29 – Consumo específico do motor em função do tempo – teste de velocidade máxima
O menor consumo específico do motor no caso de acionamento elétrico da bomba de
água é resultado da maior temperatura de trabalho atingida pelo motor.
402
404
406
408
410
412
414
416
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(g/kW*h)
(s)
BE
BM
95
4.4.3. Comparativo para a condição de teste de velocidade constante em estrada
Como nas demais condições simuladas, todos os parâmetros são mantidos de forma a
comparar os diferentes tipos de acionamento da bomba de água. A tabela 4.9 mostra a
comparação entre o consumo de combustível do modelo com a bomba de água com
acionamento mecânico com o modelo com a bomba de acionamento elétrico, mostrando uma
expressiva redução no consumo de combustível para a bomba com acionamento elétrico.
Tabela 4.9 – Consumo de combustível durante o teste de velocidade constante em estrada
Consumo de combustível BM (km/l)
Consumo de combustível BE (km/l)
11,09
11,72
A redução de 5,7% no consumo de combustível no modelo com a bomba de água de
acionamento elétrico é resultado da temperatura de trabalho mais elevada, conforme mostra a
figura 4.30, comparando a evolução temporal das temperaturas do líquido de arrefecimento
obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da bomba de água.
Figura 4.30 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo –
velocidade constante em estrada
Deve-se observar que o controlador PID obteve boa resposta nesta condição de uso do
veículo. Através da variação da rotação da bomba de água atingiu e estabilizou a temperatura
de trabalho em 105ºC.
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(ºC)
(s)
BE
BM
96
A figura 4.31 mostra a comparação da vazão da bomba de água nos dois tipos de
acionamento.
Figura 4.31 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo –
velocidade constante em estrada
No início do teste a temperatura do líquido de arrefecimento está abaixo de 95ºC,
condição em que a bomba de água está trabalhando com 1000rpm. A rotação da bomba de
água é controlada pelo controlador PID a partir do momento que a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC, variando a vazão do líquido de arrefecimento. A vazão do
líquido de arrefecimento no modelo de bomba de água com acionamento elétrico é
consideravelmente menor para manter a temperatura de 105ºC ao invés dos 84ºC do modelo
de acionamento mecânico da bomba de água.
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
1.6
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(kg/s)
(s)
BE
BM
97
A figura 4.32 mostra os resultados obtidos para o calor rejeitado total (Qt) pelo motor,
juntamente com a parcelaabsorvida pelo bloco do motor (Qbl), transferida para o líquido de
arrefecimento (Qla) e transferida para o ar ambiente (Qar).
Figura 4.32 – Transferência do calor rejeitado pelo motor – velocidade constante em estrada
A temperatura inicial do bloco do motor e do líquido de arrefecimento é de 90ºC. Por
este motivo há calor absorvido pelo bloco do motor até que a temperatura do líquido de
arrefecimento atinja a estabilização em 105ºC. À medida que o calor absorvido pelo bloco do
motor é reduzido, há um aumento no calor transferido ao líquido de arrefecimento. Após a
estabilização da temperatura, o calor rejeitado total é transferido apenas para o líquido de
arrefecimento e para o ar ambiente.
-2
0
2
4
6
8
10
12
14
16
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
98
A figura 4.33 mostra o resultado obtido com as simulações para o consumo específico
do motor em função do tempo para os dois tipos de acionamento da bomba de água.
Figura 4.33 – Consumo específico do motor em função do tempo– velocidade constante em estrada
Como nas outras condições simuladas, a diminuição observada para o consumo
específico do motor no caso em que a bomba de água é acionada por motor elétrico é
resultado da maior temperatura de trabalho durante as simulações dos testes.
485
490
495
500
505
510
515
0 60 120 180 240 300 360 420 480
(g/kW*h)
(s)
BE
BM
99
4.4.4. Comparativo para a condição de teste de marcha-lenta
A figura 4.34 mostra a comparação entra a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da
bomba de água, para a condição de marcha lenta.
Figura 4.34 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo –
marcha lenta
Ao atingir 95ºC a rotação da bomba de água deixou de ser de 1000rpm constante e
passou a ser determinada pelo controlador PID. Houve o início da abertura da válvula
termostática, estando totalmente aberta aos 100ºC. O controlador PID buscou a estabilização
da temperatura em 105ºC variando a rotação da bomba de água. O ventilador foi acionado ao
atingir 108ºC e desligou ao atingir 106ºC.
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(ºC)
(s)
BM
BE
100
A figura 4.35 mostra a comparação da vazão da bomba de água nos dois tipos de
acionamento.
Figura 4.35 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo –
marcha lenta
No início do teste a temperatura do líquido de arrefecimento está abaixo de 95ºC,
condição em que a bomba de água está trabalhando com 1000rpm. A rotação da bomba de
água é controlada pelo controlador PID a partir do momento que a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC, variando a vazão do líquido de arrefecimento. Durante o
gerenciamento do controlador PID, a vazão do líquido de arrefecimento do modelo com
acionamento elétrico da bomba é menor em relação ao modelo de acionamento mecânico da
bomba. A figura 4.36 mostra os resultados obtidos através da simulação com a bomba elétrica
para o calor rejeitado total (Qt) pelo motor, juntamente com as parcelas absorvida pelo bloco
do motor (Qbl), transferida para o líquido de arrefecimento (Qla) e transferida para o ar
ambiente (Qar).
Figura 4.36 – Transferência do calor rejeitado pelo motor – marcha lenta- simulação com a bomba
acionada por motor elétrico
0
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(kg/s)
(s)
BM
BE
-3
-2
-1
0
1
2
3
4
5
6
7
8
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720 780 840 900 960
(kW)
(s)
Qt
Qbl
Qar
Qla
101
O calor absorvido pelo bloco do motor se inicia elevado, próximo ao calor rejeitado
total pelo motor, reduzindo com o aumento da temperatura. Há uma grande redução no calor
absorvido pelo bloco no momento de abertura da válvula termostática. O bloco do motor
passa a ser um fornecedor de calor durante o funcionamento do ventilador do radiador, devido
à sua temperatura estar maior que a do líquido de arrefecimento que entra no motor. O calor
rejeitado para o líquido de arrefecimento aumenta quando há a abertura da válvula
termostática e funcionamento do ventilador do radiador.
O calor rejeitado para o ar ambiente se torna significativo neste teste devido ao calor
rejeitado total pelo motor ser baixo se comparado com outros testes. Enquanto o calor
rejeitado total no final do teste é aproximadamente de 5kW, o calor rejeitado para o ar
ambiente é de 1kW, representado 20% do calor rejeitado total.
4.4.5. Comparativo para a condição de teste de ciclo rodoviário de consumo
Como nas demais condições testadas, o comparativo para a condição de teste de ciclo
rodoviário de consumo também foi feita utilizando os mesmos parâmetros para ambas as
configurações analisadas. A tabela 4.10 mostra o comparativo entre o consumo de
combustível do sistema com a bomba de água com acionamento mecânico com o sistema com
a bomba de acionamento elétrico.
Tabela 4.10 – Consumo de combustível durante o teste de ciclo rodoviário de consumo
Consumo de combustível BM (km/l)
Consumo de combustível BE (km/l)
12,04
12,90
102
A redução de 7,2% no consumo de combustível observada com o sistema com a
bomba de água de acionamento elétrico é resultado da temperatura de trabalho mais elevada,
conforme mostra a figura 4.37, comparando a evolução temporal das temperaturas do líquido
de arrefecimento obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da bomba de
água.
Figura 4.37 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo – ciclo
rodoviário de consumo
Ao atingir 95ºC a rotação da bomba de água deixou de ser de 1000rpm e passou a ser
determinada pelo controlador PID. Houve o início da abertura da válvula termostática,
estando totalmente aberta com 100ºC. O controlador PID buscou a estabilização da
temperatura em 105ºC variando a rotação da bomba de água.
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(ºC)
(s)
BM
BE
103
A figura 4.38 mostra a comparação da vazão fornecida pela bomba de água nos dois
tipos de acionamento, onde se pode verificar que a bomba acionada eletricamente apresenta
uma vazão bastante reduzida, com o objetivo de estabilizar a temperatura em níveis mais
elevados e, com isso, atingir uma condição de menor consumo de combustível.
Figura 4.38 – Vazão do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo – ciclo
rodoviário de consumo
No início do teste a temperatura do líquido de arrefecimento está abaixo de 95ºC,
condição em que a bomba de água está trabalhando com 1000rpm. A rotação da bomba de
água é controlada pelo controlador PID a partir do momento que a temperatura do líquido de
arrefecimento ultrapassa 95ºC, variando a vazão do líquido de arrefecimento. Durante o
gerenciamento do controlador PID, a vazão do líquido de arrefecimento do modelo com
acionamento elétrico da bomba é menor em relação ao modelo de acionamento mecânico da
bomba.
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(kg/s)
(s)
BM
BE
104
A figura 4.39 mostra a variação do consumo de combustível do motor em função do
tempo durante ciclo completo.
Figura 4.39 – Consumo de combustível do motor em função do tempo – ciclo rodoviário de consumo
Os valores do consumo de combustível são maiores na fase inicial do teste em relação
à fase final. Esta característica é atribuída ao maior consumo de combustível em temperaturas
menores de trabalho do motor.
4.4.6. Comparativo para a condição de teste de ciclo urbano de consumo
A tabela 4.11 mostra o comparativo entre o consumo de combustível do sistema com a
bomba de água com acionamento mecânico com o sistema com a bomba de acionamento
elétrico.
Tabela 4.11 – Consumo de combustível durante o teste de ciclo urbano de consumo
Consumo de combustível BM (km/l)
Consumo de combustível BE (km/l)
8,05
9,24
0
2
4
6
8
10
12
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600
(kg/hr)
(s)
105
A redução bastante expressiva de 14,8% no consumo de combustível no modelo com a
bomba de água de acionamento elétrico é resultado da temperatura de trabalho mais elevada,
conforme mostra a figura 4.40, onde se compara a evolução temporal das temperaturas do
líquido de arrefecimento obtidas através das simulações dos dois tipos de acionamento da
bomba de água.
Figura 4.40 – Temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em função do tempo – ciclo
urbano de consumo
A comparação da evolução temporal da temperatura de trabalho do motor torna claro
que o controlador foi capaz de manter a temperatura de operação do motor dentro de limites
bastante estreitos. Para a bomba acionada mecanicamente, ao contrário, a temperatura de
operação do motor oscila em uma faixa bastante ampla. Como o nível de temperatura atingido
pelo sistema com bomba acionada eletricamente foi mais alto, uma significativa redução no
consumo de combustível é alcançada com esta configuração.
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(ºC)
(s)
BM
BE
106
A figura 4.41 mostra a comparação da vazão da bomba de água nos dois tipos de
acionamento. Pode-se observar que a vazão do sistema é significativamente menor quando a
bomba acionada eletricamente é utilizada. Isso se deve ao objetivo do controlador de manter a
temperatura em um nível mais alto se comparado ao acionamento mecânico.
Figura 4.41 – Vazão mássica do líquido de arrefecimento na bomba de água em função do tempo – ciclo
urbano de consumo
A figura 4.42 mostra a variação do consumo de combustível do motor em função do
tempo durante ciclo completo.
Figura 4.42 – Consumo de combustível do motor em função do tempo – ciclo urbano de consumo
Os valores do consumo de combustível são maiores na fase inicial do teste em relação
à fase final. Esta característica é atribuída ao maior consumo de combustível em temperaturas
menores de trabalho do motor.
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(kg/s)
(s)
BM
BE
0
1
2
3
4
5
6
7
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
(kg/s)
(s)
107
5. CONCLUSÃO
Os estudos iniciais realizados focaram na validação do modelo numérico do sistema de
arrefecimento utilizando a bomba de água com acionamento mecânico por meio da
comparação dos resultados da simulação com as medições disponíveis para o veículo real.
Os resultados obtidos através das simulações do sistema de arrefecimento do motor
comprovam, em linhas gerais, que o objetivo inicial proposto pelo estudo, ou seja, a
capacidade de simular este sistema, foi atingido. A existência de uma correspondência entre
os valores de temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor em diversas
condições e o consumo de combustível nos ciclos urbano e rodoviário mostra que o modelo
numérico está matematicamente confiável para futuras análises de outros tipos de
acionamento da bomba de água.
A vazão do líquido de arrefecimento imposto pela bomba de água obtida no modelo
numérico em rotações constantes foi comparada com os valores fornecidos pelo fabricante. A
margem de erro entre os valores obtidos no modelo numérico e a bomba real foi pequena em
todas as condições de trabalho. Pode-se afirmar que os valores da vazão do líquido de
arrefecimento obtidos através do modelo numérico em qualquer condição representam
adequadamente o comportamento do sistema real.
As maiores divergências entre os resultados obtidos através de simulação e medições
com o veículo real foram encontrados durante o comparativo na condição de subida de serra e
velocidade máxima. Como citado na análise dos resultados, há diferenças nas temperaturas do
líquido de arrefecimento que sai do motor durante o período inicial do teste, sendo esta
diferença atribuída à maior capacidade térmica das peças do motor no veículo real. Também é
possível afirmar que há diferenças nas condições de realização do teste de velocidade máxima
entre o sistema real e o simulado. No teste real a variação de velocidade no início do teste é
realizada com uma aceleração progressiva do veículo. No sistema simulado não há variações
da velocidade no início do teste nem uma aceleração progressiva até a velocidade máxima.
Porém, considera-se que a diferença entre os valores é pequena e está dentro do tolerável,
sendo menor que 10% de erro.
108
Os valores de temperatura do líquido de arrefecimento na saída do motor obtidos no
final de cada ensaio estão próximos e em alguns casos iguais. O aumento de temperatura do
líquido de arrefecimento na saída do motor durante o período de aquecimento do motor na
comparação da condição de marcha-lenta também se aproxima bem dos resultados
experimentais. Sendo assim, pode-se afirmar que a temperatura de trabalho e o período de
aquecimento do motor “warm-up” em qualquer condição podem ser bem caracterizados
através do modelo numérico.
O consumo de combustível encontrado no modelo do veículo simulado está próximo
ao encontrado no modelo do veículo real, tornando o modelo numérico apropriado para
análise de qualquer proposta ou modificação no sistema de arrefecimento que influencie o
consumo de combustível do veículo.
A proposta de melhoria sugerida por este trabalho é a implementação de uma bomba
de água com acionamento elétrico gerenciada por um controlador PID através da observação
da temperatura do líquido de arrefecimento. A temperatura de trabalho a ser mantida pelo
controlador foi especificada em 105ºC por ser uma temperatura de trabalho acima da
encontrada no sistema real. O aumento da temperatura de trabalho proporciona redução no
atrito interno do motor e consequentemente uma redução do consumo de combustível. A
redução no consumo de combustível do veículo em relação ao modelo de acionamento
mecânico da bomba de água é encontrada na maioria dos testes realizados. Não houve
alteração nos valores do consumo de combustível nos comparativos para os testes de subida
de serra e velocidade máxima, devido às temperaturas de trabalho do motor serem próximas
nos dois tipos de acionamento.
A maior redução no consumo de combustível encontrada foi para o comparativo do
teste de ciclo urbano, obtendo uma redução de 14,8% no consumo de combustível. O
principal motivo da redução é a melhor estabilização da temperatura de trabalho no sistema de
acionamento elétrico quando submetido a uma condição de uso com grandes oscilações de
carga e incidência do ar no radiador. A oscilação da temperatura no sistema de acionamento
elétrico da bomba de água é de pouco mais de 1ºC durante a fase em que o motor atinge sua
temperatura de trabalho. No sistema com acionamento mecânico da bomba de água esta
oscilação supera 13ºC. Não foi avaliada a possível redução de eficiência volumétrica dos
cilindros do motor nestas condições. Há, provavelmente, a necessidade de uma nova
calibração no sistema de injeção e ignição eletrônica do motor para que seja melhor adaptado
à temperatura de trabalho de 105ºC.
109
Diferentemente do esperado, não houve redução no período de aquecimento do motor
“warm-up” no sistema de acionamento elétrico. Não há influência da vazão do líquido de
arrefecimento durante o período de aquecimento do motor “warm-up”, quando a válvula
termostática está fechada. Um fator que pode explicar este comportamento é o fato de não se
considerar no presente trabalho a transferência de calor nos componentes do sistema de
recirculação do líquido de arrefecimento do motor. Porém, pode-se afirmar que é um fator de
pequena influência, visto que há pouca diferença no período de aquecimento “warm-up”
durante o teste de validação para a condição de marcha-lenta entre o sistema do veículo
simulado e do sistema do veículo real. Sendo assim, pode-se concluir que haveria pequena ou
nenhuma redução no período de aquecimento “warm-up” na aplicação da bomba de água de
acionamento elétrico num veículo real em qualquer condição de utilização, para configuração
analisada.
A idéia inicial de propor redução nas dimensões do radiador através do uso de uma
bomba de água com acionamento elétrico foi descartada. Não houve redução da temperatura
de trabalho do motor durante a condição mais crítica, o teste de subida de serra com o uso da
bomba de água com acionamento elétrico. Pode-se afirmar que a capacidade de transferência
de calor do radiador do veículo estudado nesta condição está limitada pela capacidade de
transferência de calor do lado externo, ou seja, pelas características do trocador e pela vazão
de ar disponível nesta condição.
110
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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STONE, Richard. Introduction to internal combustion engine. Warrendale: SAE, 1999.
112
APÊNDICE A – CONSUMO DE COMBUSTÍVEL DO MOTOR EM (g/h)
Rotação (rpm)
760
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
BMEP (bar)
0
991
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0,5
991
1516
2320
2298
3140
3538
4256
5616
5985
7148
8592
5115
1
991
1729
2605
2702
3589
4189
4947
6270
6899
7813
9625
10556
1,5
991
1928
2891
3107
4090
4748
5692
6960
7647
8894
10750
12634
2
991
2141
3176
3511
4411
5446
6596
7500
8561
9725
11583
16292
2,5
991
2354
3461
3910
4933
6051
7288
8280
9476
10639
12667
19616
3
991
2620
3770
4336
5414
6656
7873
8880
10307
11554
13833
20780
3,5
991
2833
4010
4708
5935
7168
8512
9540
11138
12801
14833
19949
4
991
3046
4289
5134
6416
8006
9203
10200
12219
14047
15833
19284
4,5
991
3258
4628
5586
6777
8751
9895
10800
13382
14962
17417
19616
5
991
3445
4947
5958
7259
9496
10320
11940
14712
16125
18500
20946
5,5
991
3671
5286
6277
7860
9961
11118
13080
15377
17289
19833
22276
6
991
3950
5526
6729
8422
10520
12023
14100
16375
18370
21250
23523
6,5
991
4136
5905
7182
9023
11078
12661
14820
17289
19616
22583
25019
7
991
4203
6304
7634
9304
11497
13352
15540
17954
21029
23750
26682
7,5
991
4322
6543
8113
9865
11963
14097
16320
18785
22193
24750
33747
8
991
4641
6683
8618
10266
12568
14682
17460
19533
23191
25917
34079
8,5
991
4802
7142
9017
11028
13359
15321
18660
20531
24188
32083
36689
9
991
4991
7401
9469
11550
14616
16012
19140
22276
25934
32167
39299
9,5
991
5180
7858
10140
12031
14895
17608
20040
23191
26848
34283
41909
10
991
5369
8182
10616
12953
18153
18273
23820
27928
28028
36400
44519
10,5
991
5557
8506
11092
15319
18922
19219
19140
29258
29208
38517
47129
11
991
5746
8831
11568
16723
20388
20167
20040
31569
30389
40633
49739
113
APÊNDICE B – CALOR REJEITADO PELO MOTOR (KW)
Rotação (rpm)
760
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
BMEP (bar)
0
5,28
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0,5
6,43
6,43
10,41
10,28
12,16
13,34
15,07
20,35
21,85
24,94
29,86
34,01
1
6,68
6,68
10,41
10,28
12,16
13,67
15,65
20,35
21,85
24,77
29,86
34,01
1,5
6,88
6,88
10,41
10,28
12,16
14,41
16,38
20,35
21,94
24,59
29,86
33,5
2
7,13
7,13
10,41
10,28
12,34
15,16
17,03
19,97
21,94
24,16
29,96
32,87
2,5
7,39
7,39
10,41
10,47
12,46
15,76
17,83
19,59
21,85
23,9
29,86
31,98
3
7,58
7,58
10,41
10,65
12,64
16,37
17,83
19,59
21,94
23,99
29,96
32,23
3,5
7,83
7,83
10,51
10,93
12,94
16,91
17,75
19,14
21,85
25,11
29,96
33,38
4
8,06
8,06
10,66
11,16
13
17,31
17,83
18,76
22,76
25,97
30,46
34,52
4,5
8,22
8,22
10,79
11,35
13,3
17,58
17,83
18,99
23,77
26,66
31,07
35,28
5
8,47
8,47
10,94
11,58
13,53
18,05
17,61
19,82
24,97
27,01
31,78
35,28
5,5
8,63
8,63
11,08
11,81
14,07
17,92
18,04
20,89
25,33
27,36
32,59
35,66
6
8,79
8,79
11,19
12,28
14,43
17,51
18,55
21,72
25,61
27,79
33,4
36,04
6,5
9,05
9,05
11,65
12,7
14,91
17,24
18,84
21,65
26,07
28,82
34,41
35,91
7
9,05
9,05
12,1
13,07
14,96
17,18
19,06
21,42
26,16
29,94
34,71
37,82
7,5
9
9
12
13,49
14,73
17,24
19,42
21,8
25,61
31,15
33,6
50,89
8
9,85
9,85
11,88
14
14,67
18,05
19,28
23,16
24,97
30,38
35,02
50,89
8,5
9,85
9,85
12,61
14,65
15,5
20,54
19,35
24,53
25,52
29,6
42,71
50,89
9
9,85
9,85
12,36
15,72
16,16
19,53
19,28
23,92
27,9
32,19
42,71
50,89
9,5
9,85
9,85
12,36
18,33
16,16
26,61
22,03
24,3
28,27
32,19
42,71
50,89
10
9,85
9,85
12,36
18,33
17,65
26,61
30,51
30,68
38,73
32,19
42,71
50,89
10,5
9,85
9,85
12,36
18,33
22
26,61
30,51
30,68
38,73
32,19
42,71
50,89
11
9,85
9,85
12,36
18,33
22
26,61
30,51
30,68
38,73
32,19
42,71
50,89
114
APÊNDICE C – EFETIVIDADE DO RADIADOR
115
APÊNDICE D – DEDUÇÃO DO COEFICIENTE DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR
POR CONVECÇÃO DO LADO DO AR
O escoamento de ar através do radiador pode ser aproximado como um escoamento
interno entre placas paralelas, pois as aletas correspondem à maior parte da área de
transferência de calor. Nestas condições, segundo Incropera e De Witt (2003), o número de
Nusselt pode ser correlacionado através de equações do tipo apresentado em (D.1).
(D.1)
Onde é a condutividade térmica do ar e o diâmetro hidráulico, que para o caso de
placas paralelas é dado pelo dobro da distância entre as placas (aletas).
Isolando o coeficiente de transferência de calor, obtem-se a equação (D.2).
(D.2)
Onde a constante C1 é dada pela equação (D.3).
(D.3)
Isolando o coeficiente de transferência de calor e o número de Reynolds é possível
criar uma relação direta, através de uma constante, entre o coeficiente de transferência de
calor e o número de Reynolds, conforme mostra a equação (D.4):
(D.4)
Onde a constante C2 é dada pela equação (D.5).
(D.5)
Segundo Kays e London, o número de Reynolds para trocadores compactos é definido
pela equação (D.6).
(D.6)
116
Onde é o passo entre as aletas, a viscosidade dinâmica do ar, a massa específica
do ar, a área frontal do trocador de calor em , a vazão mássica do ar e σ a relação
entre a área livre e área frontal do trocador de calor.
Isolando a vazão mássica de ar e substituindo na equação (D.4), obtem-se a equação
(D.7) utilizada nos cálculos da efetividade do radiador:
(D.7)
Sendo:
(D.8)
O expoente m da equação (D.7) está relacionado ao regime de escoamento do ar pelo
radiador. Levando em conta o passo entre as aletas de 1,15mm e a vazão máxima de 1,5 kg/s,
quando o veículo está em velocidade máxima, obtem-se um número de Reynolds de 783, ou
seja, regime de escoamento laminar. Portanto, segundo Incropera e De Witt (2003), o
expoente m utilizado na equação D.7 deve ser 0,5, resultando na equação (D.9).
(D.9)
O coeficiente C3 foi ajustado a partir da comparação da resposta do modelo com as
medições experimentais disponíveis. O ajuste buscou utilizar uma condição de operação em
que a temperatura de trabalho do motor fosse mantida estável por um período de tempo
razoável. O resultado final é mostrado pela equação (3.23):
(3.23)
117
APÊNDICE E – DEDUÇÃO DO NÚMERO DE REYNOLDS EM DUTO DE SEÇÃO
UNIFORME
A equação (E.1) mostra o modo usual e normalmente utilizado para o número de
Reynolds:
(E.1)
Onde é a velocidade média do escoamento no interior do duto, a massa específica do
fluido em kg/ e o diâmetro hidráulico. Para o caso particular dos tubos de passagem
do líquido de arrefecimento do radiador, o diâmetro hidráulico é o diâmetro interno dos tubos.
A vazão mássica do fluido no interior do duto pode ser definida através da equação
(E.2):
v . A
(E.2)
Onde é a vazão mássica do fluido no interior do duto e A a área da seção transversal do
duto.
Para um duto de seção circular, a equação (E.2) pode ser escrita de outra forma
conforme mostra a equação (E.3):
v . Dh . (π . Dh / 4)
(E.3)
Isolando a massa específica, obtem-se a equação (E.4):
(E.4)
Substituindo a equação (E.4) na equação (E.1), obte-se a equação (E.5):
(E.5)
118
ANEXO A – CARACTERÍSTICAS TÉCNICAS DO MOTOR
Cilindrada
1600
Taxa de compressão
12,2:1
Cilindros
4
Válvulas por cilindro
2
Potência máxima
60,2 kW
Rotação de potência máxima
5000 rpm
Torque máximo
130 Nm
Rotação de torque máximo
3000 rpm
Rotação de marcha-lenta
760 rpm
Momento de inércia do motor
0,1758 kg/
Combustível
Etanol
Poder calorífico inferior do combustível
5970 cal/g
Densidade do combustível
809 kg/
Líquido de arrefecimento
Mistura de 50% de etileno-glicol e 50% água
Volume de líquido de arrefecimento no interior do motor
1,52 L
Volume estrutural do motor
10,42 L
Área superficial externa do motor
0,785
Coeficiente de transferência de calor por convecção do motor
10 W/ *K
Emissividade do motor
0,6
Fonte: Fabricante
119
ANEXO B – DADOS DA BOMBA DE ÁGUA
Rotação (rpm)
Vazão (l/s)
Pressão (bar)
1000
0,262
0,1
1000
0,4
0,09
2000
0,58
0,25
2000
0,91
0,25
3000
0,889
0,52
3000
1,42
0,52
4000
1,212
0,92
4000
1,94
0,91
5000
1,542
1,42
5000
2,46
1,4
6000
1,818
1,93
6000
2,85
1,87
Fonte: Fabricante
ANEXO C – CARACTERÍSTICAS TÉCNICAS DO VEÍCULO:
Massa
1119 kg
Capacidade de carga máxima
460 kg
Área frontal
2,07
Coeficiente aerodinâmico
0,35
Caixa de transmissão
Acionamento manual, 5 marchas
Relação de 1ª marcha
3,455:1
Relação de 2ª marcha
1,954:1
Relação de 3ª marcha
1,281:1
Relação de 4ª marcha
0,927:1
Relação de 5ª marcha
0,74:1
Relação de diferencial
4,188:1
Medida dos pneus
195/55 R 15´´
Fonte: (Fabricante)
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