MENDONCA-F-R-S-ANALISE-E-SIMULACAO-DE-UM-MOTOR-QUATRO-TEMPOS-A-GASOLINA-TCC-

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UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE 
CENTRO DE TECNOLOGIA 
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA 
ANÁLISE E SIMULAÇÃO DE UM MOTOR QUATRO 
TEMPOS A GASOLINA 
FABRÍCIO ROGÉRIO SILVA DE MENDONÇA 
NATAL- RN, 2020 
 
 
 
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE 
CENTRO DE TECNOLOGIA 
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA 
ANÁLISE E SIMULAÇÃO DE UM MOTOR QUATRO 
TEMPOS A GASOLINA 
FABRÍCIO ROGÉRIO SILVA DE MENDONÇA 
 Trabalho de Conclusão de Curso 
apresentado ao curso de Engenharia 
Mecânica da Universidade Federal do 
Rio Grande do Norte como parte dos 
requisitos para a obtenção do título de 
Engenheiro Mecânico, orientado pelo 
Prof. Dr. Cleiton Rubens F. Barbosa. 
NATAL - RN 
2020 
 
 
 
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE 
CENTRO DE TECNOLOGIA 
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA 
ANÁLISE E SIMULAÇÃO DE UM MOTOR QUATRO 
TEMPOS A GASOLINA 
FABRÍCIO ROGÉRIO SILVA DE MENONÇA 
Banca Examinadora do Trabalho de Conclusão de Curso 
Profª. Drª Herculana Torres dos Santos 
 
 
 
___________________________ 
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliadora interna 
MSc. Alysson Nascimento de Lucena ___________________________ 
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Externo 
MSc. Cleiton Rubens Formiga Barbosa Júnior ___________________________ 
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Externo 
 
NATAL, 24 de julho de 2020. 
i 
Dedicatória 
Dedico este trabalho a minha avó materna Narcisa Souza da Silva eternizada 
em mim como referência de amor e cuidado. 
 
ii 
Agradecimentos 
Agradeço a minha família por todo o apoio e por não duvidarem da minha 
capacidade durante toda a jornada. Lívia Laís, Felipe Augusto, Nathália Ingrid, 
Francisco Rodrigues, Nádia Regina, muito obrigado. 
Agradeço ao Professor Dr. Cleiton Rubens por oportunizar essa etapa tão 
importante para realização de um dos meus sonhos. 
Agradeço a todos os ensinamentos recebidos através da Incubadora de 
Processos Acadêmicos, Científicos, Tecnológicos e Aplicados (InPACTA-UFRN). 
Agradeço ao Professor Dr. Gláucio Brandão por oportunizar o início das 
minhas atividades além da graduação dentro da UFRN. 
Agradeço a Professora Dra. Herculana Torres por todo o incentivo, 
ensinamentos e confiança depositada. 
Agradeço a equipe da Scholae 3.0, Pollianna Torres, Johnatan Highlander e 
Abson Luiz por sempre me incentivarem e por fazer a diferença na vida de tantos 
jovens no RN. 
Agradeço a minha segunda família por todo o apoio durante esses anos. 
Cristiana Rossi, Guilherme Berenguer e Danilo Moura, muito obrigado. 
Agradeço aos meus amigos e amigas que acreditaram na minha persistência 
e se alegram com as conquistas do próximo. 
Agradeço a UFRN de uma forma geral, por possibilitar tantos aprendizados 
ao longo desses anos. 
Finalmente, agradeço a mim mesmo por ter chegado até aqui. Que conquista! 
 
iii 
Mendonça, F.R.S. ANÁLISE E SIMULAÇÃO DE UM MOTOR QUATRO TEMPOS 
A GASOLINA. 2020. 35 p. Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação em 
Engenharia Mecânica) - Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Natal-RN, 
2020. 
 
Resumo 
 
Desenvolveu-se um modelo virtual de um motor de combustão interna de 
ignição por centelha quatro tempos baseado no modelo EA211. Utilizando-se o 
software Diesel-RK para realização das simulações, obtenção de resultados e 
geração de gráficos. Através dos dados disponibilizados pelo catálogo do 
fabricante, realizou-se a primeira simulação de performance para a máxima 
potência do motor, seguindo instruções de um exercício prático sugerido pelo 
próprio software resultando em uma diferença de 31,93% entre catálogo e motor 
virtual. Para reduzir essa diferença, alterações nos parâmetros geométricos das 
válvulas, assim como seu tempo de abertura e fechamento, avanço de ignição, 
razão de equivalência ar-combustível foram implementadas e a diferença mínima 
entre potências resultou em 3,2%. Aplicaram-se alterações de parâmetros, dessa 
vez para o máximo torque, oriundas de resultados de novas simulações, assim 
como, buscou-se os melhores valores de avanço de ignição para cada modo de 
rotação do motor. Finalmente, gerou-se para potência, torque, consumo específico 
de combustível e eficiência volumétrica do pistão gráficos representativos em 
relação as revoluções por minuto do motor em estudo. Os resultados finais obtidos 
apresentaram proximidade com o modelo real do motor em valores de potência 
(diferença de 10,8% a 6250 rpm) e torque (diferença de 2,87% a 3000 rpm). O 
torque máximo para a simulação foi atingido em uma rotação diferente da 
especificada pelo catálogo, no caso, a 4250 rpm, marcando 7,33% a mais que o 
valor indicado pelo fabricante. A metodologia aplicada para a produção do modelo 
virtual do motor é replicável e pode ser aperfeiçoada, trazendo melhores resultados 
de acordo com a riqueza de informações fornecidas pelo fabricante que por vezes 
são sigilosas. A simulação do desempenho de motores através software é 
importante para o melhor entendimento do seu funcionamento, assim como, para 
aplicação de melhorias em relação a sua performance. 
iv 
Palavras-chave: motor de ignição por centelha, performance, simulação, 
Diesel-RK 
 
 
 
 
v 
Mendonça, F.R.S. ANALYSIS AND SIMULATION OF A FOUR STROKE PETROL 
ENGINE. 2020. 35 p. Conclusion work project (Graduate in Mechanical 
Engineering) - Federal University of Rio Grande do Norte, Natal-RN, 2020. 
Abstract 
 
A virtual model of a four-stroke spark ignition internal combustion engine 
based on the EA211 model was developed. Using the Diesel-RK software to 
perform the simulations, obtain results and generate graphics. Using the data 
provided by the manufacturer's catalog, the first performance simulation was 
performed for maximum engine power, following instructions from a practical 
exercise suggested by the software itself, resulting in a difference of 31.93% 
between catalog and virtual engine. To reduce this difference, changes in the 
geometric parameters of the valves, as well as their opening and closing time, 
ignition advance, air-fuel equivalence ratio were implemented and the minimum 
difference between powers resulted in 3.2%. Parameter changes were applied, this 
time for maximum torque, from the results of new simulations, as well as the search 
for the best ignition advance values for each engine rotation mode. Finally, 
representative graphics for power, torque, specific fuel consumption and piston 
volumetric efficiency were generated in relation to the revolutions per minute of the 
engine under study. The final results obtained showed proximity to the real engine 
model in terms of power values (difference of 10.8% at 6250 rpm) and torque 
(difference of 2.87% at 3000 rpm). The maximum torque for the simulation was 
reached at a different speed than that specified by the catalog, in this case, at 4250 
rpm, marking 7.33% more than the value indicated by the manufacturer. The 
methodology applied for the production of the virtual model of the engine is 
replicable and can be improved, bringing better results according to the wealth of 
information provided by the manufacturer, which are sometimes confidential. 
Simulation of engine performance through software is important for a better 
understanding of its operation, as well as for application of improvements in relation 
to its performance. 
 
Keywords: spark ignition engine, performance, simulation, Diesel-RK. 
 
vi 
Sumário 
Dedicatória ...................................................................................................... i 
Agradecimentos .............................................................................................. ii 
Resumo ......................................................................................................... iii 
Abstract ..........................................................................................................v 
Sumário ......................................................................................................... vi 
1 Introdução .................................................................................................... 1 
1.1 Objetivos ............................................................................................... 2 
1.1.1 Objetivo geral ................................................................................. 2 
1.1.2 Objetivos específicos ...................................................................... 2 
2 Revisão Bibliográfica ................................................................................... 3 
2.1 Funcionamento do motor e características ........................................... 3 
2.2 Injeção de combustível ......................................................................... 6 
2.3 Equivalência relação ar e combustível .................................................. 7 
2.4 Avanço de ignição ou centelha ............................................................. 9 
2.5 Tempo de válvulas ................................................................................ 9 
2.6 Eficiência volumétrica ........................................................................... 9 
2.7 Potência efetiva e indicada ................................................................. 10 
2.8 Consumo específico ............................................................................ 10 
2.9 Combustível e Octanagem .................................................................. 11 
2.10 Torque e potência ............................................................................. 12 
3 Metodologia ............................................................................................... 14 
3.1 Execução ............................................................................................ 15 
3.1.1 Entrada de dados ......................................................................... 15 
3.1.1 Primeira simulação ....................................................................... 17 
3.1.2 Correções para aproximação para potências simuladas e do 
catálogo .............................................................................................................. 18 
vii 
3.1.3 Correções para máximo torque com relação ao EVO e IVC ........ 19 
3.1.4 Correções para avanço de centelha ............................................. 20 
4 Resultados e Discussões .......................................................................... 21 
4.1 Resultados da primeira simulação ...................................................... 21 
4.2 Resultados para aproximação das potências virtual e nominal........... 22 
4.2.1 Válvulas de admissão e exaustão ................................................ 22 
4.2.2 Alteração do avanço de centelha ................................................. 23 
4.2.3 Equivalência razão ar combustível ............................................... 24 
4.3 Resultados para o máximo torque em relação ao EVO e IVC ............ 25 
4.4 Resultados para o avanço de centelha das demais rotações ............. 26 
4.5 Curvas de potência, torque e consumo específico .............................. 27 
5 Conclusões ................................................................................................ 30 
6 Referências ............................................................................................... 32 
7 Anexos ....................................................................................................... 34 
 
 
1 
1 Introdução 
As máquinas térmicas são dispositivos que permitem transformar calor em 
trabalho. Esse calor pode ser obtido de diversas formas, uma delas é pela queima do 
combustível, isto é, energia química em trabalho mecânico. Já o trabalho é ocasionado 
por uma sequência de processos realizados numa substância que será denominada 
fluido ativo. No caso abordado por esse trabalho, o fluido ativo (FA) é formado pela 
mistura ar e combustível na entrada do volume de controle e produtos da combustão 
na saída (Brunetti, 2012). 
Em relação ao comportamento do fluido ativo, as máquinas térmicas serão 
classificadas em motores de combustão externa ou motores de combustão interna 
(MCI), quando o FA participa diretamente da combustão. Os MCIs possuem 
classificações e o abordado no presente trabalho será o MCI alternativo, caracterizado 
por trabalho obtido pelo movimento de vaivém de um pistão, transformando em 
rotação contínua por um sistema de biela-manivela (Brunetti, 2012). 
Há também a classificação dos motores alternativos quanto à ignição. 
Denomina-se ignição o processo que provoca o início da combustão -processo 
químico exotérmico de oxidação de um combustível-. A ignição nos motores 
alternativos é dividida em dois tipos fundamentais: motores de ignição espontânea ou 
diesel e os motores de ignição por faísca ou Otto. Nos motores Otto, a mistura 
combustível-ar é admitida, previamente dosada ou formada no interior dos cilindros 
quando há injeção direta de combustível, e inflamada por uma faísca que ocorre entre 
os eletrodos de uma vela (Brunetti, 2012). Ainda sobre a classificação dos motores 
alternativos, o trabalho tratará de um motor de quatro tempos. Nesse caso, o pistão 
percorre quatro cursos, correspondendo a duas voltas da manivela do motor, para que 
seja completado um ciclo (Brunetti, 2012). 
Com o intuito de analisar mais rapidamente e prever comportamento e 
desempenho dos motores, tornou-se possível e de grande utilidade o estudo de 
motores através de programas de simulação. Baseados na teoria consolidada 
envolvendo os estudos dos motores térmicos, há diferentes programas de simulação 
disponíveis para realização de análises de potência, torque, consumo específico, 
variação de tempo de válvulas, entre outras mudanças de parâmetros. Através do 
software de simulação virtual de motores Diesel-RK, foi feita a simulação de um MCI 
2 
Otto, quatro tempos a gasolina. Tomando como base informações gerais de um 
catálogo do motor modelo EA211, utilizado no automóvel UP Volkswagen, a 
simulação foi realizada com o intuito de verificar se a modelagem virtual se aproxima 
ou não dos dados do catálogo do fabricante, contando com os parâmetros básicos 
encontrados na internet acerca do modelo do motor. 
Diante do contexto atual o qual a humanidade atravessa no ano de 2020, 
enfrentando a pandemia (COVID-19), evidencia-se mais uma vez a importância de 
ferramentas de modelagem, análise e de livre acesso que possibilitam a continuidade 
de estudos e pesquisas de forma virtual. 
1.1 Objetivos 
1.1.1 Objetivo geral 
O presente trabalho tem como objetivo geral analisar a performance de um 
motor virtual, baseado no motor modelo EA211 Volkswagen. Dessa forma, validando 
a prática das simulações virtuais como ferramenta de estudo de motores térmicos de 
combustão interna. 
1.1.2 Objetivos específicos 
- Criar um modelo virtual de um motor modelo EA211 no software Diesel-RK. 
- Definir através do software valores que aproximam ou possam melhorar o 
funcionamento do motor quanto ao seu avanço de ignição, abertura e fechamento de 
válvulas e razão de equivalência ar-combustível. 
- Obter resultados de Potência máxima, Torque máximo e Consumo 
específico. 
 
 
 
3 
2 Revisão Bibliográfica 
2.1 Funcionamento do motor e características 
Já que o presente trabalho abordará um motor alternativo, faz-se importante 
destacar aspectos relacionados ao seu funcionamento. Caracterizam-se alternativos 
os motores que têm o trabalho obtido através do movimento vaivém de um pistão, 
dessa forma, transformando em rotação contínua por um sistema biela manivela. 
Os pistões e o sistema biela manivela ficam organizados nos cilindros dos 
motores. A disposição dos cilindros pode acontecer de formas variadas, tais como: 
em linha, em V, opostos ouboxer, radial. Há nomenclaturas diferentes para a posição 
do pistão dentro dos cilindros, essas serão explicadas de acordo com a Figura 01 a 
seguir: 
Figura 01 – Nomenclatura referente às posições do pistão. 
 
Fonte: (Brunetti, 2012). 
Brunetti (2012) apresenta a definição das siglas e expressões conforme 
mostrado abaixo: 
PMS: Ponto Morto Superior – é a posição na qual o pistão está o mais próximo 
possível do cabeçote. 
PMI: Ponto Morto Inferior – é a posição na qual o pistão está o mais afastado 
possível do cabeçote. 
4 
S: Curso do pistão – é a distância percorrida pelo pistão quando se desloca 
de um ponto morto para outro (do PMS ao PMI) ou vice-versa. 
V1: Volume total – é o volume compreendido entre a cabeça do pistão e o 
cabeçote, quando o pistão está no PMI. 
V2: Volume morto ou volume da câmara de combustão – é o volume 
compreendido entre a cabeça do pistão e o cabeçote, quando o pistão está no PMS 
(também indicado com Vm). 
Vdu: Cilindrada unitária – também conhecida como volume deslocado útil ou 
deslocamento volumétrico, é o volume deslocado pelo pistão de um ponto morto a 
outro. 
z: Número de cilindros do motor. 
D: Diâmetro dos cilindros do motor. 
Vd: Volume deslocado do motor, deslocamento volumétrico do motor ou 
cilindrada total. 
Equação 01, o deslocamento volumétrico é dado por: 
𝑉𝑑 = 𝑉𝑑𝑢 × 𝑧 = 
𝜋 × 𝐷2
4
𝑆 × 𝑧 (1) 
Com relação a cinemática dos motores, destacam-se as válvulas de admissão 
(VA) e escapamento (VE) responsáveis por permitir a passagem do fluido ativo pelo 
interior do cilindro. 
O motor escolhido para realização da análise possui 4 tempos como 
mencionado anteriormente no início da introdução. O primeiro tempo é o de admissão, 
responsável por deslocar o pistão do PMS ao PMI succionando a mistura ar 
combustível, já que este motor não possui injeção direta dentro do cilindro, sendo feita 
essa entrada através da válvula de admissão, a uma pressão constante e atmosférica 
no caso de estudo e aumentando o volume ocupado dentro do cilindro. No segundo 
tempo motor, o de compressão, acontece o fechamento da válvula de admissão e o 
pistão é deslocado do PMI até o PMS fazendo com que essa mistura ar e combustível 
seja comprimida de forma adiabática (sem trocas de calor) e o volume no cilindro seja 
reduzido, aumentando assim a pressão da mistura assim como sua temperatura. O 
5 
terceiro tempo é o de expansão, caracterizado pelo disparo da centelha pela vela de 
ignição que deve ocorrer sempre antes do PMS para um melhor aproveitamento do 
ciclo motor, pois, o processo da ignição e oxidação da mistura não se dá 
instantaneamente. Após o lançamento da faísca, ainda para o mesmo volume mínimo, 
há o aumento considerável da pressão, assim como da temperatura, pela 
transformação da energia química da mistura ar combustível em energia térmica. Essa 
combustão faz com que o pistão seja empurrado para baixo, diminuindo a pressão e 
aumentando o volume de forma adiabática, reduzindo também a temperatura dos 
gases resultantes da combustão. Essa é a única fase em que o motor realiza trabalho. 
Depois da expansão, é dado início ao quarto tempo motor, o de exaustão. Através da 
abertura da válvula de exaustão e da diferença de pressão interna ao cilindro e a 
atmosférica, os gases são levados para fora do cilindro fazendo também com que o 
pistão seja deslocado do PMI até o PMS onde acontece novamente o primeiro tempo 
do ciclo motor. 
Logo, para realização do ciclo motor de 4 tempos, é necessário que o pistão 
vá até o seu PMS e PMI duas vezes, fazendo com que o eixo motor ou a árvore de 
manivelas, dê duas voltas completas (720º). A Figura 02 a seguir apresenta o ciclo 
motor de 4 tempos em relação ao avanço do ângulo do eixo motor. 
Figura 02 – Tempo motor em relação ao ângulo da posição da manivela 
6 
 
Fonte: Heywood (1988). 
Para melhor entendimento da Figura 02, os termos mostrados significam: 
Intake – Admissão, Compression – Compressão, Combustion – Combustão, Spark – 
Centelha, Expansion – Expansão, Exhaust – Exaustão, IVO – Inlet Valve Opening – 
Abertura da válvula de admissão, EVC – Exhaust Valve Closing – Fechamento da 
válvula de exaustão, IVC – Inlet Valve Closing – Fechamento da válvula de admissão, 
EVO – Exhaust Valve Opening – Abertura da válvula de exaustão, TC – Top Center – 
Ponto morto superior, BC – Bottom Center – Ponto morto inferior. Esses termos serão 
muito utilizados nas análises e resultados obtidos pelo software posteriormente. 
Agora que se sabe um pouco sobre o funcionamento interno do motor de 4 
tempos a gasolina, serão abordados fatores básicos que influenciam diretamente no 
seu desempenho. 
2.2 Injeção de combustível 
Um dos fatores é a forma de injeção de combustível que acontece no MCI. 
Antigamente era utilizado o carburador que dependia somente de intervenções 
mecânicas para injeção do combustível na massa de ar antes que ocorresse a 
7 
combustão, através da abertura da borboleta acionada pelo pedal do acelerador ou 
através do sistema chamado “single point”, como o nome sugere, acontece em um 
único ponto por um único bico injetor no coletor de admissão. Esses sistemas ficaram 
em desuso para automóveis que passaram a usar sistemas de injeção eletrônica 
multiponit (em múltiplos pontos), que por sua vez eram mais precisos. 
O sistema de injeção eletrônica multiponit se organiza na entrada de cada 
cilindro, pulverizando o combustível de forma mais precisa na massa de ar, conforme 
representação da letra b na Figura 03. A forma mais moderna utilizada hoje é a injeção 
direta de combustível diretamente na câmara de combustão. Minimizando assim as 
emissões de poluentes por caminhar sempre para uma forma mais eficiente de injeção 
de combustível comparando os sistemas apresentados. A Figura 03 abaixo ilustra as 
formas de injeção. 
Figura 03 – Tipos de sistema de injeção de combustível. 
 
 
Fonte: Heywood (2018). 
O motor de modelo EA211 utilizado na análise deste trabalho possui o sistema 
de injeção multiponto, representado pela letra b na Figura 03 acima. 
2.3 Razão de equivalência ar-combustível 
Sobre a relação de ar e combustível que compõe o fluido ativo, é importante 
ressaltar que ela se apresenta em formas chamadas pobre, estequiométrica ou rica. 
Essa relação se dá pela razão de massa de ar ou vazão em massa de ar por massa 
8 
de combustível ou vazão em massa de combustível. A relação estequiométrica indica 
uma relação teórica que resultaria numa combustão completa, por isso, serve como 
valor de referência. Logo, serve como referência também para determinar a razão de 
equivalência ar combustível, parâmetro utilizado no software Diesel-RK. Essa 
equivalência é obtida através da razão entre a razão ar combustível atual sobre a 
razão de ar-combustível estequiométrica. 
Chama-se essa equivalência também de lambda (λ), representada por 
Brunetti (2012) pela Equação 02 a seguir. 
𝜆 = 
1
𝐹
= 
𝑚𝑎
𝑚𝑐
= 
�̇�𝑎
𝑚𝑐̇
 (2) 
 
Para λ<1,00, a mistura ar combustível é considerada rica. Para λ = 1,00 a 
mistura ar combustível é a estequiométrica. Já para uma mistura ar combustível 
λ>1,00, essa é considerada pobre. Segundo Brunetti (2012), as definições são 
descritas da seguinte forma: Limite pobre – Mistura mais pobre possível em 
combustível, que ainda possibilite manter o motor estável o operando em máximo 
torque. Essa mistura causa o superaquecimento da câmara e a ignição do fluido 
admitido, causando retorno de chama. O motor nessa situação torna-se instável, não 
conseguindo rotação constante, mesmo fixando o acelerador e a carga no eixo; 
Mistura econômica – Levemente pobre, de forma que o excesso de ar provoque uma 
combustão completa e adequada do combustível admitido. Responsável por produzir 
o menor consumo específico e dessa forma contribui para a redução da emissão de 
monóxido de carbono; Mistura de máxima potência – Levemente rica, de formaque o 
excesso de combustível provoque a combustão completa e adequada do ar que o 
motor pode admitir. Para uma dada rotação e posição do acelerador, produz a máxima 
potência. Logo, aumenta a probabilidade de emissão de monóxido de carbono; Limite 
rico – Condição na qual o excesso de combustível dificulta a propagação da chama. 
Chegando a causar até extinção da chama, gera instabilidade na rotação de 
funcionamento do motor. Popularmente conhecido por afogamento do motor. 
9 
2.4 Avanço de ignição ou centelha 
Outro parâmetro que interfere na performance do motor é o avanço ou atraso 
no tempo de ignição. Conforme mencionado na explicação do processo de 
compressão nos tempos do motor, a centelha deve ser liberada quando o pistão se 
aproxima do PMS. Para Brunetti (2012), liberando a centelha instantes antes do PMS 
há a realização de um trabalho negativo, e passando do PMS há a realização de um 
trabalho positivo que facilita o deslocamento do eixo do virabrequim na subida pelo 
trabalho negativo e na descida, logo após a queima, pelo trabalho positivo. O 
lançamento atrasado da centelha produz um trabalho positivo pequeno. Já se for 
lançada de forma precipitada pode causar a detonação do motor. Há um momento 
ótimo em relação ao ângulo antes do PMS para ser lançada a centelha que provocará 
a ignição, e através do software, será possível encontrar esse ângulo. 
2.5 Tempo de válvulas 
Ainda buscando aperfeiçoar o funcionamento do motor, deve-se considerar o 
tempo de abertura e fechamento das válvulas de admissão e exaustão dos cilindros. 
A variação desses parâmetros tem interferência na eficiência volumétrica dos 
cilindros, que por sua vez interfere na potência do motor. 
2.6 Eficiência volumétrica 
Segundo Brunetti (2012), a eficiência volumétrica é a relação entre a massa 
de ar realmente admitida no motor e a massa de ar que poderia preencher o mesmo 
volume com propriedades iguais da atmosfera local onde o motor funciona. A 
eficiência volumétrica irá então representar a eficiência do enchimento dos cilindros, 
em relação àquilo que poderia ser admitido com a mesma massa específica do 
ambiente circundante. A Equação 03 representa essa eficiência. Sendo o 2 
correspondente a duas voltas para completar o ciclo do motor e o n as revoluções por 
unidade de tempo. 
𝜂𝑣 = 
2�̇�𝑎 
𝑉𝑑 × 𝑛 × 𝜌𝑎
 (3) 
 
10 
2.7 Potência efetiva e indicada 
A potência efetiva ou potência útil é representada pela potência disponível no 
eixo do motor. Já a potência indicada se relaciona com a potência no interior do 
cilindro desenvolvida pelo ciclo termodinâmico do fluido ativo, conforme Brunetti 
(2012). 
A Equação 04 representa a potência efetiva, e a Equação 05 a potência 
indicada. 
𝑁𝑒 = 𝑇 × 2𝜋 × 𝑛 (4) 
 
𝑁𝑖 = 𝑊𝑖 ×
𝑛
2
× 𝑧 (5) 
De acordo com Brunetti (2012), demonstra-se que nem todo calor fornecido a 
um ciclo pode ser transformado em trabalho, assim como exige a Segunda Lei da 
Termodinâmica. Logo, a potência indicada sempre será menor do que o fluxo de calor 
pela combustão do combustível. Assim como, a potência efetiva sempre será menor 
do que a potência indicada por conta das irreversibilidades presentes no sistema e na 
transmissão dessa potência do interior do cilindro até o eixo. Seguindo o raciocínio 
das irreversibilidades, conceitua-se também a potência efetiva como sendo a 
diferença entre a potência indicada e a potência de atrito. Logo, a potência de atrito 
está representada da Equação 06 a seguir: 
𝑁𝑎 = (𝑧 − 1)𝑁𝑒 − 𝑧𝑁′𝑒 (6) 
Onde 𝑁′𝑒é a potência efetiva com um cilindro desligado. 
2.8 Consumo específico 
Tendo definido o conceito de potência efetiva, pode-se definir que o consumo 
específico de combustível, é a relação entre o consumo de combustível e a potência 
efetiva. Logo, o consumo específico indica a quantidade de combustível necessária 
para produzir uma unidade de potência. Sendo assim, quanto menor for esse número, 
mais eficiente é o motor. 
A Equação 07 representa o consumo específico. 
11 
𝐶𝑒 = 
�̇�𝑐
𝑁𝑒
 (7) 
 
2.9 Combustível e Octanagem 
Conforme apresentado por Brunetti (2012), quimicamente, o petróleo é uma 
mistura complexa de hidrocarbonetos (C8H18). A grande maioria dos MCI no mundo 
utiliza derivados de petróleo como combustível. Além do petróleo, vários países 
utilizam a adição de biocombustíveis a estes derivados, e em alguns casos até a 
opção de se utilizar biocombustíveis puros, tais como o Brasil, com a adição do etanol 
anidro na gasolina pura. As especificações representam compromissos entre os 
requisitos de qualidade, desempenho e ambientais. Também deverão ser 
suficientemente flexíveis para que os combustíveis possam ser vendidos a preços 
acessíveis, cabendo ao fabricante de MCI adequar seus produtos ao combustível 
existente no comércio. 
Dessa forma, a Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis 
(ANP) regulamenta através da RANP 807 – 2020, de 23 de janeiro de 2020, no artigo 
3º do capítulo 1 a classificação da gasolina automotiva ocorre da seguinte maneira: 
I - gasolina A comum: combustível produzido a partir de processos utilizados 
nas refinarias, nas centrais de matérias-primas petroquímicas e nos formuladores, 
destinado aos veículos automotivos dotados de motores de ignição por centelha, 
isento de componentes oxigenados; 
II - gasolina A premium: combustível de elevada octanagem, produzido a 
partir de processos utilizados nas refinarias, nas centrais de matérias-primas 
petroquímicas e nos formuladores, destinado aos veículos automotivos dotados de 
motores de ignição por centelha cujo projeto exija uma gasolina com maior 
octanagem, isento de componentes oxigenados; 
III - gasolina C comum: combustível obtido a partir da mistura de gasolina A 
comum e de etanol anidro combustível, nas proporções definidas pela legislação em 
vigor; e 
12 
IV - gasolina C premium: combustível obtido a partir da mistura de gasolina 
A premium e de etanol anidro combustível, nas proporções definidas pela legislação 
em vigor. 
Conforme disposto no site da Petrobras, através da aba nossas atividades > 
Composição de preços de venda ao consumidor, ao abastecer seu veículo no posto 
revendedor, o consumidor adquire a gasolina "C", uma mistura de gasolina "A" com 
Etanol Anidro. A proporção de Etanol Anidro nessa mistura é determinada pelo 
Conselho Interministerial do Açúcar e do Álcool (CIMA), podendo variar entre 18% e 
27%, através de resoluções. A partir de 16/03/2015, o teor de álcool anidro na gasolina 
comum e aditivada é de 27%. O teor adicionado à gasolina premium é de 25%. 
De acordo com Ferreira (2003), no mundo inteiro, o padrão para a 
caracterização das gasolinas são as suas octanagens. A octanagem mede a 
resistência da gasolina à detonação que, se for baixa, além da perda de potência, 
pode causar sérios danos ao motor. As octanagens das gasolinas comercializadas no 
Brasil estão dentro dos padrões internacionais. A gasolina Comum brasileira equivale 
às gasolinas “regular” americana e europeia, da mesma forma que as gasolinas 
“premium” brasileira, norte-americana e europeia têm o mesmo nível de octanagem. 
O valor de octanagem da gasolina na resolução anterior a vigente era de 87 
para a gasolina C comum e 91 para a gasolina C premium, conforme RANP 40 - 
2013. Os novos valores vigentes a partir de agosto pela RANP 807 – 2020 
estabelecem o índice antidetonante (IAD ou octanagem) sendo a média aritmética dos 
valores de número de octano determinados pelos métodos MON e RON. Até 31 de 
dezembro de 2021, o limite exigido para o parâmetro RON será de 92,0. A partir de 1° 
de janeiro de 2022 passará a vigorar o limite de 93,0. Dessa forma, elevando o valor 
da octanagem e tornando o combustível mais eficiente. 
2.10 Torque e potência 
Conforme Brunetti (2012): 
O máximo torque é obtido com mistura ligeiramente rica em combustível e 
buscando a combustão maiscompleta possível. 
13 
 A potência gerada por um veículo obedece ao produto entre o poder calorífico 
do combustível, a eficiência térmica, a eficiência mecânica e o consumo em massa de 
combustível. 
As Equações 08 e 09 representam o torque e a potência (a partir da Equação 
04), respectivamente. 
𝑇 = 𝜂𝑣 𝜂𝑚𝜂𝑡 𝑉𝑑 𝜌𝑒 F pci 
1
2𝜋𝑥
 (8) 
 
𝑁𝑒 = 𝜂𝑣 𝜂𝑚𝜂𝑡 n 𝑉𝑑 𝜌𝑒 F pci 
1
𝑥
 (9) 
Onde: a eficiência térmica 𝜂𝑡 é a potência indicada sobre o fluxo de calor. A 
eficiência mecânica 𝜂𝑚 é a potência de eixo sobre a potência indicada. O poder 
calorífico inferior do combustível foi representado por pci. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
14 
3 Metodologia 
Através do software Diesel-RK, foi aplicado seu exercício prático, 
disponibilizado no próprio site do simulador. O procedimento exige do usuário a 
escolha de um motor para ser analisado, parâmetros de entrada que serão descritos 
posteriormente e sugere a realização de uma primeira simulação para a rotação de 
máxima potência do motor. Se o resultado diferir em mais de 3% do valor de potência 
máxima mencionado pelo fabricante, intervenções nas configurações das válvulas de 
admissão e exaustão, tais como dimensões e tempo de válvulas, ângulo de avanço 
de centelha e razão de equivalência ar-combustível devem ser feitas até que a 
potência máxima naquela rotação se aproxime do valor nominal no catálogo, 
respeitando a referida margem para que assim, posteriormente, sejam feitas as 
demais alterações no intuito de calcular e aperfeiçoar a performance desse motor. 
Os parâmetros de entrada são retirados da Tabela 01 abaixo. 
Tabela 01 – Especificações do motor EA211. 
 
Fonte: Adaptado de https://www.carrosnaweb.com.br/fichadetalhe.asp?codigo=11742. 
As demais alterações mencionadas anteriormente são em relação a 
otimização para o ângulo de fechamento da válvula de admissão e abertura da válvula 
de exaustão, ambas para o máximo torque, otimização do ângulo de avanço de 
centelha para a máxima potência e demais rotações e obtenção dos gráficos de 
potência, torque, consumo específico de combustível em função da variação das 
revoluções por minuto do motor simulado. 
Dessa forma, será feita a comparação com os dados fornecidos pelo 
fabricante e será feita a análise dos resultados. 
15 
3.1 Execução 
3.1.1 Entrada de dados 
O tutorial disponibilizado pelo software Diesel-RK possui 13 passos e um 
apêndice. Os passos do 1 ao 6 consistem na inserção dos parâmetros iniciais do 
catálogo no software e na divisão em modos de simulação de acordo com as rotações 
por minuto (rpm) do motor, além de apresentar como executar a simulação e ver seus 
resultados. 
Com posse das informações fornecidas pela Tabela 01, cria-se um projeto no 
software e a partir da abertura da ‘janela wizard’ são implementadas as primeiras 
informações sobre o motor virtual a ser simulado conforme as Figuras (04a, 04b, 04c 
e 04d) a seguir, além de informar também o número de válvulas por cilindro no MCI. 
Figura 04-a. Nome do motor, Ciclo, Forma de ignição. Figura 04-b. Design do 
motor, número de cilindros e arrefecimento. 
 
Fonte: Próprio autor através do software Diesel-RK. 
Figura 04-c. Dimensões do cilindro e pistão. Figura 04-d. Parâmetros do ambiente e 
aplicação do motor. 
16 
 
Fonte: Próprio autor através do software Diesel-RK. 
É indicado pelo tutorial que o modo de simulação 1 seja para a rpm em que a 
máxima potência é indicada no catálogo. Para os demais modos de simulação, pede-
se que decrementos sejam feitos tentando respeitar o mesmo intervalo entre as 
rotações, conforme a Figura 05 a seguir. 
Figura 05. Modos de operação para simulação divididos por rpm e alimentados 
conforme o default do software, exceto rpm.
 
Fonte: Próprio autor através do software Diesel-RK. 
17 
3.1.1 Primeira simulação 
Para executar a simulação é necessário clicar na opção ICE Simulation 
(Internal Combustion Engines Simulation – Simulação de MCIs) que pode ser 
acessada por uma seta azul (RUN) no canto superior do software. Como resultado 
dessa simulação podem ser obtidos gráficos e tabelas nas opções “Table of engine 
parameters” e “Fuel injection and heat release” no canto superior, ao lado da opção 
RUN. São retornadas informações tais como as mostradas a seguir: 
Figura 06. Comandos básicos do software. 
 
Fonte: Software Diesel-RK. 
Figura 07. Exemplo de informações que podem ser geradas com as simulações. 
 
Fonte: Software Diesel-RK. 
Ao final do passo 6 do tutorial, é solicitado que sejam comparados os valores 
de potência máxima da simulação para o mesmo valor de rpm na qual a potência 
máxima é apresentada pelo catálogo do fabricante. Uma observação importante a ser 
feita é que a potência obtida pelo software é descrita como Piston Engine Power, ou 
seja, potência no pistão do motor. Logo, é a potência indicada, conforme explicado no 
item 2.7 deste trabalho. Para mensurar a potência efetiva ou de eixo, multiplica-se a 
18 
potência indicada pela eficiência mecânica do pistão do motor, descrita nos resultados 
como Mechanical Efficiency of Piston Engine. Assim, finalmente podem ser 
comparadas as potências. 
3.1.2 Correções para aproximação para potências simuladas e do catálogo 
 Caso a diferença entre as potências de eixo da simulação virtual com a 
apresentada no catálogo do fabricante seja maior que 3%, mudanças mostradas no 
tutorial são indicadas. A seguir estão as indicações traduzidas retiradas do tutorial que 
devem ser realizadas para atingir essa aproximação das potências antes de realizar 
as demais simulações e alterações de parâmetros para os outros modos de rotação. 
“Verifique a potência máxima calculada do motor. Se for diferente do 
declarado pelo fabricante do motor mais de 3%, você deve consultar o seu instrutor e 
corrigir os seguintes itens: 
- Configuração das válvulas de admissão e escape, ver apêndice 1; 
- Tempo da válvula de admissão e escape (o tempo da válvula de admissão 
e escape deve ser otimizado no torque máximo); 
- Ângulo de avanço da faísca; 
- Razão de equivalência do ar combustível; 
- Coeficientes empíricos para combustão, transferência de calor, troca gasosa 
e mecânica perdas.” 
3.1.2.1 Configuração das válvulas de admissão e exaustão 
 
A configuração destacada solicita que as dimensões das válvulas de 
admissão e exaustão sejam inseridas como parâmetros no software. Essas 
especificações não estão disponíveis na Tabela 01. A forma utilizada para obter as 
especificações foi realizar buscas em sites de venda como consumidor comum, já que 
essas informações específicas não estão acessíveis diretamente pelo fabricante. Com 
anúncios realizados no site Mercado Livre, foram obtidas as especificações 
necessárias: Através de busca por novas válvulas de admissão e exaustão para o 
mesmo modelo de motor, foi possível estabelecer as dimensões específicas dessas 
válvulas e corrigir os valores de entrada que o programa estava utilizando. Os 
19 
parâmetros corrigidos foram: diâmetro da cabeça da válvula, diâmetro da haste da 
válvula, diâmetro interno da cabeça da válvula. Já o coeficiente de fluxo na elevação 
máxima da válvula foi alterado para valores determinados pelo tutorial do próprio 
software, denominado “Pratical exercise” (exercício prático). 
Dentro do apêndice 1 do tutorial, além das mudanças nas dimensões das 
válvulas, indica-se a otimização através de um escaneamento em duas dimensões 
que cruza os dados do fechamento da válvula de exaustão (EVC – deg. A TDC [graus 
depois do ponto morto superior]) com os dados da abertura da válvula de admissão 
(IVO – deg B TDC [graus antes do ponto morto superior]), retornando isolinhas de 
potência de acordo com os ângulos mencionados. Cabe ao operador selecionar os 
ângulos representados no gráfico e realizar a alteração nos parâmetros iniciais 
adotados pelo software. 
3.1.2.2 Alteração no avanço de centelhaPara descobrir qual melhor ângulo de avanço de centelha retornava maior 
potência para aquela rotação de 6250 rpm, foi realizado um escaneamento 1D 
(nomenclatura do software) colocando no eixo x do gráfico um intervalo de avanço de 
centelha variando de -15º a 95º, retornando no eixo y valores de potência 
possivelmente atingidas. 
3.1.2.3 Alteração da razão de equivalência ar-combustível 
 
Para verificar qual valor da razão de equivalência ar-combustível provoca a 
melhor potência, é gerado um gráfico semelhante ao mencionado no subtítulo 3.1.2.2, 
porém, dessa vez o eixo x contará com um intervalo de valores para a razão de 
equivalência ar-combustível. O valor no eixo x que provocar a maior potência deve 
substituir o valor adotado inicialmente para esse parâmetro. 
3.1.3 Correções para máximo torque com relação ao EVO e IVC 
De acordo com o catálogo, o torque máximo do motor é atingido a 3000 rpm. 
Conforme explicitado no tutorial fornecido pelo Diesel-RK, os valores parametrizados 
para pressão de admissão e diferencial de pressão na exaustão devem ser, 
respectivamente, 60% e 25% dos valores desses mesmos parâmetros utilizados no 
modo de máxima potência, no caso, a 6250 rpm conforme a Figura 08 a seguir. 
20 
Figura 08. Alteração nos valores de pressão de admissão e pressão na exaustão. 
 
Fonte: Próprio autor através do software Diesel-RK. 
Realiza-se um escaneamento com base nesse rpm para máximo torque 
variando no eixo x um intervalo de ângulos de fechamento das válvulas de admissão 
depois do ponto morto superior (IVC deg A BDC) no eixo x confrontando valores de 
eficiência volumétrica no cilindro. Cabe ao operador selecionar o ângulo que 
representa o maior valor de eficiência volumétrica para substituir nos parâmetros de 
entrada. 
Já para parametrizar a abertura da válvula de exaustão antes do ponto morto 
inferior (EVO deg B BDC), ainda em 3000 rpm, analisa-se um gráfico que no eixo x 
possui os valores em graus do EVO, e para o eixo y busca o maior valor de pressão 
média efetiva. De acordo com Brunetti (2012), essa pressão média efetiva funciona 
como um número adimensional, apesar de não ser, que representa a realização de 
trabalho por unidade de cilindrada durante o curso descendente do pistão e pode ser 
usado como parâmetro comparativo entre motores. Logo, quanto maior for a pressão 
média efetiva (bmep) internamente no cilindro, maior será o torque gerado no motor. 
Quando esse valor for máximo, será a representação do ângulo ótimo para a abertura 
da válvula de exaustão e deve substituir o valor atual atribuído pelo software. 
3.1.4 Correções para avanço de centelha 
A otimização do avanço de centelha deve ocorrer para cada modo de rotação. 
Ao aplicar o escaneamento 1D para cada modo de rotação, relacionando o consumo 
específico no eixo y e no eixo x, diferentes valores de avanço de centelha. O valor de 
avanço de centelha deve ser escolhido quando o consumo específico de combustível 
for mínimo. 
21 
4 Resultados e Discussões 
4.1 Resultados da primeira simulação 
Os resultados obtidos a partir da primeira simulação para o modo de máxima 
potência ficaram muito distantes da realidade apresentada no catálogo, excedendo a 
indicação de 3% (31,93%) de diferença máxima. 
A Figura 09 a seguir ilustra como os resultados foram obtidos através do 
software. Todas as informações contidas nessa primeira simulação estão no protocolo 
01 em anexo a este trabalho. 
Figura 09. Tabela de parâmetros do motor - primeira simulação. 
 
Fonte: Próprio autor através do software Diesel-RK. 
Os dados estão resumidos na Tabela 02 a seguir. 
Tabela 02. Resultados resumidos – Simulação 1. 
1ª Simulação 
rpm 6250 
Potência indicada (kW) 46,949 
Eficiência mecânica do pistão 0,79973 
Potência efetiva (kW) 37,547 
Avanço de centelha 25 
22 
Razão de equivalência ar-
combustível 1 
EVO deg. before BDC 71 
EVC deg. after DC 16 
IVO deg. before DC 16 
IVC deg. after BDC 70 
Fonte: Próprio autor. 
Estes valores de avanço de centelha, razão de equivalência ar-combustível, 
EVO, EVC, IVO e IVC são os valores de “default” do próprio software. Para uma 
aproximação de resultados com o motor real, faz-se necessário desenvolver os 
demais passos apresentados na metodologia desse trabalho. 
4.2 Resultados para aproximação das potências virtual e nominal 
Com as alterações feitas conforme os subtópicos a seguir, foi possível 
aproximar o valor de potência máxima de eixo do motor virtual para a especificação 
do catálogo, que é de 55,16 kW. O valor resultante da simulação foi de 56,93 kW, 
melhor aproximação para a diferença máxima de 3% (3,2%) entre os valores. O 
protocolo 02 de simulação completo está no tópico de anexos deste trabalho. 
4.2.1 Válvulas de admissão e exaustão 
A busca pelas especificações das válvulas trouxe os valores descritos na 
Tabela 03 abaixo. 
Tabela 03. Especificações das válvulas. 
Especificações das válvulas 
 
Válvula de 
admissão (mm) 
Válvula de 
exaustão (mm) 
Diâmetro da cabeça da válvula 29,50 27,00 
Diâmetro da haste da válvula 5,00 4,96 
Diâmetro interno da cabeça da válvula 25,07 24,03 
Fonte: Próprio autor. 
Essas alterações apenas na geometria das válvulas não apresentaram 
resultados significantes na mudança da potência máxima indicada a 6250 rpm, pois, 
os valores utilizados pelo default do software eram próximos dos novos valores 
indicados. 
23 
O escaneamento em duas dimensões IVO vs EVC gerou o seguinte gráfico 
01 de isolinhas. 
Gráfico 01. IVO vs EVC. 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
Logo, os novos valores atribuídos para a abertura da válvula de admissão, 
antes do ponto morto superior, e fechamento da válvula de exaustão, depois do ponto 
morto superior, foram os ângulos de 30º para ambos tempos de válvula. Esse par de 
ângulos foi escolhido por representar a melhor isolinha em relação a potênica 
apresentada pelo gráfico acima. 
4.2.2 Alteração do avanço de centelha 
O gráfico 02 resultante do escaneamento 1D através do software é 
apresentado a seguir. 
Gráfico 02. Potência a 6250 rpm e Consumo específico vs Avanço de ignição. 
24 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
 Para atingir a maior potência para 6250 rpm, o gráfico 02 apresenta o avanço 
de centelha em 19º antes do ponto morto superior e esta informação é ratificada ao 
perceber que o consumo específico de combustível para esta mesma rpm também 
acontece para o mesmo avanço de centelha. Este valor foi colocado como parâmetro 
de entrada, substituindo o valor anterior que era de 25º, sugerido pelo tutorial como 
valor de referência para iniciar as simulações. Houve uma mudança significativa no 
valor da potência indicada, e consequentemente na efetiva, ao alterar o valor de 
avanço de centelha. 
4.2.3 Razão de equivalência ar-combustível 
O gráfico 03 a seguir apresenta a melhor razão de equivalência ar-
combustível a ser utilizada para atingir a potência máxima a 6250 rpm. 
Gráfico 03. Potência indicada vs Razão de equivalência ar-combustível. 
25 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
 Dessa forma, a razão foi definida em 0,7. Este valor foi substituído pelo valor 
de default do software que era 1 e causou um enorme impacto na aproximação da 
potência virtual comparada a do catálogo. 
Diminuindo esse valor para 0,7, a mistura passa a ser considerada rica. Nesse 
tipo de mistura não há ar suficiente para queimar completamente a quantidade de 
combustível. A potência máxima é obtida com ricas misturas ar-combustível, pois, 
colocar mais combustível no cilindro com alta carga e velocidade do motor, resfria a 
câmara de combustão com a evaporação do combustível excedente, o que permite 
que o motor produza o torque máximo e a potência máxima. 
4.3 Resultados para o máximo torque em relação ao EVO e IVC 
O ângulo para o fechamento de válvula de admissão depois do ponto morto 
inferior foi obtido observandoa representação de maior eficiência volumétrica no 
cilindro, conforme ilustrado no gráfico 04 a seguir. 
Gráfico 04. Eficiência volumétrica vs IVC 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
26 
Logo, foi escolhido o ângulo em que a eficiência volumétrica é máxima, no 
caso o valor obtido para o IVC foi 27º. 
De acordo com Resende (2017), antecipar a abertura da válvula de escape 
antes do PMI possui como finalidade aproveitar a pressão proveniente da queima do 
combustível para expulsar os gases, sendo que neste ponto, pouco torque é gerado 
no eixo virabrequim pela pressão remanescente, pois o ângulo do virabrequim com o 
PMI está se aproximando de zero. 
O tempo de abertura da válvula de escape foi definido através do gráfico 05 a 
seguir. 
Gráfico 05. Pressão média efetiva vs EVO 
 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
Os dois valores de IVC (27º) e EVO (54º) foram inseridos como valores de 
referência para o motor virtual. 
4.4 Resultados para o avanço de centelha das demais rotações 
O valor de avanço de centelha foi escolhido quando o consumo específico de 
combustível era mínimo, conforme ilustrado a seguir. Cada curva representa um rpm 
diferente. 
Gráfico 06. Consumo específico de combustível vs avanço de centelha 
27 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
Os valores estão de forma melhor organizada na Tabela 04 abaixo. 
Tabela 04. Relação entre modo de operação e avanço de centelha por seu 
consumo específico. 
Fonte: Próprio autor. 
4.5 Curvas de potência, torque e consumo específico 
Com os novos dados parametrizados conforme as alterações dos tópicos 
anteriores, foi feita uma simulação com todos os modos de rpm selecionados de uma 
vez, logo, representando o eixo x dos gráficos a serem mostrados. No eixo y, será 
mostrado a potência do pistão (P_eng), torque, consumo específico de combustível 
(SFC) e eficiência volumétrica (Eta_v), respectivamente vistos nos gráficos 07-1, 07-
2, 07-3, 07-4 a seguir. 
Gráficos 07. 07-1 P_eng vs rpm, 07-2 Torque vs rpm, 07-3 SFC vs rpm, 07-4 Eta_v 
vs rpm. 
 
MODO 
1 
MODO 
2 
MODO 
3 
MODO 
4 
MODO 
5 
MODO 
6 
MODO 
7 
MODO 
8 
MODO 
9 
MODO 
10 
rpm 6250 5750 5250 4750 4250 3750 3000 2750 2250 1750 
Avanço de 
ignição (graus 
antes do PMS) 
19 18 17 16 15 14 12,5 12,5 12 10 
28 
 
Fonte: próprio autor através do software Diesel-RK. 
A potência máxima no pistão correspondeu a 58,667 kW em 6250 rpm. 
Quando multiplicada pela eficiência mecânica do pistão de 83,877%, esse valor de 
potência representa agora a potência no eixo do motor e vale 49,21 kW. A potência 
do catálogo a 6250 rpm equivale a 55 ,16 kW. Resultando então em uma diferença de 
5,95 kW de potência a menos do motor virtual em relação ao catálogo. Diferença de 
10,8% em relação ao catálogo. Vale lembrar que ao final do passo 6 do tutorial, o valor 
de potência no eixo correspondia a 56,94 kW. Com as demais alterações de 
parâmetros (IVC, EVO) que aperfeiçoaram os valores de torque, acabaram gerando 
essa queda no valor da potência. 
O torque máximo mencionado pelo catálogo acontece a 3000 rpm atingindo o 
valor de 95,12 N.m. De acordo com o protocolo da simulação, o valor do torque para 
essa rotação é 97,854 N.m, diferindo em 2,87% do valor do catálogo. Porém, o 
máximo torque, conforme o software acontece em uma rotação superior, de 
aproximadamente 4250 rpm, alcançando 102,09 N.m de torque. Sendo 7,33% a mais 
do que o valor de torque máximo indicado pelo catálogo. 
O mínimo consumo específico de combustível ratifica a marca de 4250 rpm 
na qual também acontece o máximo torque. Assim como, também para as mesmas 
4250 rpm é destacada o maior valor de eficiência volumétrica no cilindro. 
Logo, de forma resumida e detalhada, a seguir a Tabela 05 apresenta as 
principais mudanças em relação a potência a 6250 rpm durante as simulações. Assim 
29 
como a Tabela 06 apresenta os resultados em relação ao torque de acordo com as 
simulações. 
Tabela 05. Resumo dos resultados simulados para potência a 6250 rpm. 
 
Fonte: Próprio autor. 
Tabela 06. Resumo dos resultados simulados para o torque. 
 
Fonte: Próprio autor. 
 
 
 
 
 
 
30 
5 Conclusões 
Neste trabalho, a partir dos dados de catálogo do motor de combustão interna 
modelo EA211 Volkswagen, aplicou-se uma análise numérica e virtual através do 
software Diesel-RK. O intuito foi conseguir modelar virtualmente este motor e observar 
quais alterações de parâmetros trariam mudanças significativas a sua performance 
em relação ao seu funcionamento com a gasolina comum. 
As simulações a partir do software são de extrema importância para o estudo 
de variações possíveis a serem aplicadas no motor real. Os resultados obtidos nesse 
trabalho se aproximaram dos valores do catálogo, porém, por falta de dados mais 
específicos não fornecidos pelo fabricante para parametrizar o programa, não foi 
possível se aproximar com exatidão nos valores reais. 
O software consolida de forma prática as abordagens teóricas apresentadas 
nos estudos de Motores Térmicos e torna o entendimento mais plausível, pois, é 
possível analisar a consequência de cada mudança nos parâmetros adotados com 
rapidez, por exemplo a variação de avanço de centelha, tempo de válvulas, razão de 
equivalência ar-combustível. 
A potência máxima de eixo atingida virtualmente, assim como no catálogo, foi 
atingida a 6250 rpm, porém, diferindo em 10,8% a menos do modelo real. O valor da 
potência saiu da margem de 3,2% de diferença ao aplicar as alterações sugeridas 
para o tempo de válvulas a rotação de máximo torque. Essa mudança de tempo de 
válvulas causou um aumento significativo no valor do torque, que inclusive se 
aproximou muito do valor do catálogo, registrando diferença de 2,87% a mais, para 
3000 rpm, quando comparado ao torque do catálogo. Porém em uma rotação 
diferente, nesse caso a 4250 rpm, a simulação indica o torque máximo atingido pela 
simulação, sendo 7,33% a mais que o valor obtido a 3000 rpm. A maior eficiência 
volumétrica alcançada no cilindro também deve representar o momento em que o 
torque é máximo, e isso foi demonstrado também através da simulação, quando o 
motor se aproxima de 4250 rpm. 
 Percebeu-se que a riqueza de detalhes fornecidos pelo fabricante terá um 
diferencial quanto a análise virtual, que aplica valores de sua biblioteca, baseados na 
literatura, para os parâmetros não informados especificamente pelo operador. Logo, 
31 
quanto mais detalhes estiverem disponíveis em relação ao motor real, mais próximos 
estarão os resultados obtidos através das simulações no software. 
Consequentemente, as alterações nos parâmetros de avanço de ignição, tempo de 
válvulas e razão de equivalência ar-combustível poderão ser mais bem aproveitadas 
visando um aumento de performance do motor analisado. 
 A metodologia apresentada nesse trabalho, portanto, é uma ferramenta 
importante para o entendimento prático de como os MCIs funcionam e se comportam 
diante de alterações dos seus parâmetros dinâmicos e geométricos. Este trabalho 
também abre espaço para futuros estudos que podem inclusive aplicar 
aperfeiçoamentos a metodologia. Como sugestão para próximos trabalhos, pode ser 
feita uma nova análise com base em um motor com todas as suas caraterísticas bem 
definidas e conhecidas, que não estão restritas para o público geral, ou obtidas por 
um estudo de performance não virtual. A variação do combustível e suas interferências 
nos resultados simulados também pode trazer discussões interessantes e 
contribuições para o entendimento do funcionamento dos motores de combustão 
interna. 
 
 
 
32 
6 Referências 
BRUNETTI, Franco. Motores de Combustão Interna – Volume 1. São 
Paulo: Blucher, 2012. 
HEYWOOD, John B. Internal Combustion Engine Fundamentals. 1. Ed. 
New York, USA: McGraw-Hill , 1988. 
HEYWOOD, John B. Internal Combustion Engine Fundamentals.2. Ed. 
New York, USA: McGraw-Hill , 2018. 
AGÊNCIA NACIONAL DO PETRÓLEO, GÁS NATURAL E 
BIOCOMBUSTÍVEIS, RESOLUÇÃO ANP Nº 807, DE 23.01.2020, (ANP) regulamenta 
através da RANP 807 – 2020. Disponível em: < 
http://legislacao.anp.gov.br/?path=legislacao-anp/resol-anp/2020/janeiro&item=ranp-
807-2020> Acesso em: 14 jul. 2020. 
AGÊNCIA NACIONAL DO PETRÓLEO, GÁS NATURAL E 
BIOCOMBUSTÍVEIS, RESOLUÇÃO ANP Nº 40, DE 25.10.2013. Disponível em: < 
legislacao.anp.gov.br/?path=legislacao-anp/resol-anp/2013/outubro&item=ranp-40-
2013&export=pdf>. Acesso em: 14 jul. 2020. 
Gasolina. Proporção de preços ao consumidor. Disponível em: < 
https://petrobras.com.br/pt/produtos-e-servicos/composicao-de-precos-de-venda-ao-
consumidor/gasolina/>. Acesso em: 14 jul. 2020. 
Ferreira, Sílvia Maria. Relação entre a espessura real e aparente da 
gasolina pura em colunas de laboratório. São Paulo, 2003. 107 f. Tese (Doutorado) 
– Instituto de Geociências da Universidade de São Paulo. Programa de Pós-
Graduação em Recursos Minerais e Hidrogeologia. Disponível em: < 
https://www.teses.usp.br/teses/disponiveis/44/44133/tde-26062005-171404/pt-br.php 
>. Acesso em: 11 jul. 2020. 
Kuleshov, Andrei. Practical Exercise: Computation of the engine output 
characteristics for a 4-stroke spark ignition engine. Bauman Moscow Technical 
University, Russia. Disponível em: < https://Diesel-
RK.bmstu.ru/Eng/index.php?page=Download >. Acesso em: 15 jun. 2020. 
http://legislacao.anp.gov.br/?path=legislacao-anp/resol-anp/2020/janeiro&item=ranp-807-2020
http://legislacao.anp.gov.br/?path=legislacao-anp/resol-anp/2020/janeiro&item=ranp-807-2020
https://petrobras.com.br/pt/produtos-e-servicos/composicao-de-precos-de-venda-ao-consumidor/gasolina/
https://petrobras.com.br/pt/produtos-e-servicos/composicao-de-precos-de-venda-ao-consumidor/gasolina/
33 
Resende, Tiago Alceu Coelho. Estudo da Dinâmica das Válvulas e 
Desempenho dos Coletores de Admissão e de Escape de um Motor de 
Combustão Interna de Ignição por Centelha. São João Del-Rei, Minas Gerais: 
2017. 181 f. Dissertação (Mestrado) – Universidade Federal de São João del Rei. 
Mestrado em Engenharia de Energia. Disponível em: <https://www.ufsj.edu.br/portal2-
repositorio/File/mestradoenergia/Dissertacoes/2015/DISSERTACAO%20-
%20TIAGO%20RESENDE.pdf>. Acesso em: Acesso em: 15 jun. 2020. 
Ficha Técnica Vokswagen Up 1.0 Mpi, Catálogo motor modelo EA211. 
Disponível em: < https://www.carrosnaweb.com.br/fichadetalhe.asp?codigo=11742>. 
Acesso em: 17 jun. 2020. 
“Valvul Admissã Up! Voyag Fox Polo Virtus Gol 1.0 12v Mpi”, 
espefificações. Disponível em: <https://produto.mercadolivre.com.br/MLB-
966082696-06-valvul-admiss-up-voyag-fox-polo-virtus-gol-10-12v-mpi-
_JM?matt_tool=86155663&matt_word=&gclid=CjwKCAjwxev3BRBBEiwAiB_PWFQn
Q3pQVHVWr9C5nRSbf0nQsGFUv1F9d_t09hoQNBAWuvakE0rOtBoCSiAQAvD_Bw
E>. Acesso em: 17 jun. 2020. 
“Válvula De Escape Std P/motor Vw Up 1.0 12v. /1.6 Msi”, especificações. 
Disponível em: <https://produto.mercadolivre.com.br/MLB-949695023-valvula-de-
escape-std-pmotor-vw-up-10-12v-16-msi-_JM>. Acesso em: 17 jun. 2020. 
 
https://www.carrosnaweb.com.br/fichadetalhe.asp?codigo=11742
34 
7 Anexos 
• Protocolo 01: 
 
2020-06-29 07-39-46 "3L7.4/7.6" 
 Mode: #1 :: "rpm=6250 MAX Power "; 
 Title: "A/F eq. defines m_f Max Power" 
 www.Diesel-RK.bmstu.ru 
 Fuel: Petrol regular 
 
 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 
 6250.0 - rpm - Engine Speed, rev/min 
 46.949 - P_eng - Piston Engine Power, kW 
 9.0222 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 
 71.739 - Torque - Brake Torque, N m 
 0.02295 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 
 0.27495 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 
 0.27122 - SFC_ISO - Specific Fuel Consumption in ISO, kg/kWh 
 0.29757 - Eta_f - Efficiency of piston engine 
 11.852 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 
 0.39089 - Eta_i - Indicated Efficiency 
 15.917 - Sp - Mean Piston Speed, m/s 
 2.2593 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 
(Intern.Exp) 
 0.79973 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine 
 
 --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 
 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 
 303.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 
 1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 
 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar 
 
 ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 
 0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 
 303.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 
 0.05378 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 
 0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 
 1.0457 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 
 886.87 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 
 0.05716 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, kg/s 
 0.99991 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio (Lambda) 
 1.0001 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio 
 -0.56998 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 
 0.94310 - Eta_v - Volumetric Efficiency 
 0.92423 - Eta_vo - Volumetric Efficiency defined by Ambient 
Parameters 
 0.05875 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 
 1.0000 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 
 2.2815 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 
 0.36027 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings 
 
 --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 
 0.95889 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 
 320.54 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 
 29.536 - v_int - Average Gas Velocity in intake manifold, m/s 
 370.53 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 
 94.731 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, 
W/(m2*K) 
 368.91 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) 
35 
 100.60 - v_int.p - Max Velocity in a Middle Section of Int. Port, 
m/s 
 6.1846 - A_v.thrt - Total Effective Valve Port Throat Area, cm2 
Valve Dim. Estim.: Num=2 Dv= 26.4 Dt= 24.6 Ds= 6.4 Lv= 7.8 Lv_max= 6.6 mm 
 
 -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 
 1.0398 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 
 885.72 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 
 57.566 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 
 17.395 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 
 800.04 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 
 216.61 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, 
W/(m2*K) 
 1201.0 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. inExhaust Port, W/(m2*K) 
 200.13 - v_exh.p - Max Velocity in a Middle Section of Exh. Port, 
m/s 
 4.7673 - A_v.thrt - Total Effective Valve Port Throat Area, cm2 
Valve Dim. Estim.: Num=2 Dv= 23.2 Dt= 21.4 Ds= 6.4 Lv= 4.7 Lv_max= 5.8 mm 
 
 ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 
 1.0000 - A/F_eq - Air Fiel Equival. Ratio (Lambda) in the Cylinder 
 1.0000 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 
 90.404 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 
 2760.5 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 
 7.0000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 
 12.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 
 3.7136 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. 
 20.390 - Ring_Intn- Ringing / Knock Intensity, MW/m2 
 3992.1 - F_max - Max. Gas Force acting on the piston, kg 
 25.000 - SOI - Start Of Injection or Ignition Timing, deg. 
B.TDC 
 0.32098 - Phi_ign - Ignition Delay Period, deg. 
 24.679 - SOC - Start of Combustion, deg. B.TDC 
 44.000 - Phi_z - Combustion duration, deg. 
 2.4863 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder 
 86.308 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit) 
 
 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 
 4459.6 - NOx.w,ppm- Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 
 21.873 - NO - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh 
(Zeldovich) 
 0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh 
 
 ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 
 1.6319 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 
 420.49 - T_ivc - Temperature at IVC, K 
 28.421 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 
 833.51 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 
 6.1381 - p_evo - Pressure at EVO, bar 
 1497.2 - T_evo - Temperaure at EVO, K 
 
 ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 
 1473.7 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 
 966.76 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., W/m2/K 
 520.45 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 
 413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 
 481.91 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 
 441.32 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface 
 head of Cylinder Head, K 
 386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 
 12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) 
36 
 from head cooled surface to coolant 
 4179.8 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 
 4017.2 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 
 3382.2 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s 
 
 --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 
 11.500 - CR - Compression Ratio 
 71.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 
 16.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 
 16.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 
 70.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC 
____________________ 
Versions: Kernel 04.01.13; RK-model Not used; NOx-model 22.02.13 
 
• Protocolo 02: 
 
2020-07-18 02-44-37 "Motor Prints" 
 Mode: #1 :: "rpm=6250 MAX POWER "; 
 Title: "2ª simulação com lambda e avanço e com tempo de vlv" 
 www.Diesel-RK.bmstu.ru 
 Fuel: Petrol regular 
 
 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 
 6250.0 - rpm - Engine Speed, rev/min 
 67.059 - P_eng - Piston Engine Power, kW 
 12.887 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 
 102.47 - Torque - Brake Torque, N m 
 0.03533 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 
 0.29638 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 
 0.29292 - SFC_ISO - Specific Fuel Consumption in ISO, kg/kWh 
 0.27606 - Eta_f - Efficiency of piston engine 
 15.698 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 
 0.33628 - Eta_i - Indicated Efficiency 
 15.917 - Sp - Mean Piston Speed, m/s 
 2.2903 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 
(Intern.Exp) 
 0.84909 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine 
 
 --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 
 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 
 303.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 
 1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 
 0.98000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar 
 
 ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 
 0.98000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 
 303.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 
 0.05796 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 
 0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 
 1.0477 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar 
 920.33 - To_T - Average Total Turbine Inlet Temperature, K 
 0.06327 - m_gas - Mass Exhaust Gasflow of Pison Engine, kg/s 
 0.70000 - A/F_eq.t - Total Air Fuel Equivalence Ratio (Lambda) 
 1.4286 - F/A_eq.t - Total Fuel Air Equivalence Ratio 
 -0.52092 - PMEP - Pumping Mean Effective Pressure, bar 
 1.0229 - Eta_v - Volumetric Efficiency 
 1.0024 - Eta_vo - Volumetric Efficiency defined by Ambient 
Parameters 
 0.03174 - x_r - Residual Gas Mass Fraction 
 1.0001 - Phi - Coeff. of Scavenging (Delivery Ratio / Eta_v) 
 0.40189 - BF_int - Burnt Gas Fraction Backflowed into the Intake, % 
37 
 0.33641 - %Blow-by - % of Blow-by through piston rings 
 
 --------------------------- INTAKE SYSTEM --------------------------- 
 0.96056 - p_int - Average Intake Manifold Pressure, bar 
 311.44 - T_int - Average Intake Manifold Temperature, K 
 30.836 - v_int - AverageGas Velocity in intake manifold, m/s 
 361.44 - Tw_int - Average Intake Manifold Wall Temperature, K 
 102.89 - hc_int - Heat Transfer Coeff. in Intake Manifold, 
W/(m2*K) 
 349.30 - hc_int.p - Heat Transfer Coeff. in Intake Port, W/(m2*K) 
 88.102 - v_int.p - Max Velocity in a Middle Section of Int. Port, 
m/s 
 8.2272 - A_v.thrt - Total Effective Valve Port Throat Area, cm2 
Valve Dim. Estim.: Num=2 Dv= 29.5 Dt= 27.1 Ds= 5.0 Lv= 5.8 Lv_max= 7.4 mm 
 
 -------------------------- EXHAUST SYSTEM --------------------------- 
 1.0395 - p_exh - Average Exhaust Manifold Gas Pressure, bar 
 918.59 - T_exh - Average Exhaust Manifold Gas Temperature, K 
 71.682 - v_exh - Average Gas Velocity in exhaust manifold, m/s 
 18.643 - Sh - Strouhal number: Sh=a*Tau/L (has to be: Sh > 8) 
 836.45 - Tw_exh - Average Exhaust Manifold Wall Temperature, K 
 248.24 - hc_exh - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Manifold, 
W/(m2*K) 
 1376.3 - hc_exh.p - Heat Transfer Coeff. in Exhaust Port, W/(m2*K) 
 213.19 - v_exh.p - Max Velocity in a Middle Section of Exh. Port, 
m/s 
 6.7735 - A_v.thrt - Total Effective Valve Port Throat Area, cm2 
Valve Dim. Estim.: Num=2 Dv= 27.0 Dt= 24.0 Ds= 5.0 Lv= 4.0 Lv_max= 6.8 mm 
 
 ---------------------------- COMBUSTION ----------------------------- 
 0.70000 - A/F_eq - Air Fiel Equival. Ratio (Lambda) in the Cylinder 
 1.4286 - F/A_eq - Fuel Air Equivalence Ratio in the Cylinder 
 83.658 - p_max - Maximum Cylinder Pressure, bar 
 2700.9 - T_max - Maximum Cylinder Temperature, K 
 14.000 - CA_p.max - Angle of Max. Cylinder Pressure, deg. A.TDC 
 22.000 - CA_t.max - Angle of Max. Cylinder Temperature, deg. A.TDC 
 2.8165 - dp/dTheta- Max. Rate of Pressure Rise, bar/deg. 
 12.536 - Ring_Intn- Ringing / Knock Intensity, MW/m2 
 3694.2 - F_max - Max. Gas Force acting on the piston, kg 
 19.000 - SOI - Start Of Injection or Ignition Timing, deg. 
B.TDC 
 0.32121 - Phi_ign - Ignition Delay Period, deg. 
 18.679 - SOC - Start of Combustion, deg. B.TDC 
 55.000 - Phi_z - Combustion duration, deg. 
 2.1141 - m_w - Wiebe's Factor in the Cylinder 
 89.543 - ON - Minimum Octane Number of fuel (knock limit) 
 
 ------------------------ ECOLOGICAL PARAMETERS ---------------------- 
 117.83 - NOx.w,ppm- Fraction of wet NOx in exh. gas, ppm 
 0.43658 - NO - Specif. NOx emiss. reduc. to NO, g/kWh 
(Zeldovich) 
 0.0000 - SO2 - Specific SO2 emission, g/kWh 
 
 ------------------------- CYLINDER PARAMETERS ----------------------- 
 1.6318 - p_ivc - Pressure at IVC, bar 
 397.92 - T_ivc - Temperature at IVC, K 
 27.926 - p_tdc - Compression Pressure (at TDC), bar 
 775.06 - T_tdc - Compression Temperature (at TDC), K 
 7.6834 - p_evo - Pressure at EVO, bar 
 1605.1 - T_evo - Temperaure at EVO, K 
 
38 
 ------------------ HEAT EXCHANGE IN THE CYLINDER -------------------- 
 1423.4 - T_eq - Average Equivalent Temperature of Cycle, K 
 1006.0 - hc_c - Aver. Factor of Heat Transfer in Cyl., W/m2/K 
 519.07 - Tw_pist - Average Piston Crown Temperature, K 
 413.00 - Tw_liner - Average Cylinder Liner Temperature, K 
 480.62 - Tw_head - Average Head Wall Temperature, K 
 440.68 - Tw_cool - Average Temperature of Cooled Surface 
 head of Cylinder Head, K 
 386.65 - Tboil - Boiling Temp. in Liquid Cooling System, K 
 12235. - hc_cool - Average Factor of Heat Transfer, W/(m2*K) 
 from head cooled surface to coolant 
 4134.3 - q_head - Heat Flow in a Cylinder Head, J/s 
 3965.6 - q_pist - Heat Flow in a Piston Crown, J/s 
 4173.6 - q_liner - Heat Flow in a Cylinder Liner, J/s 
 
 --------------- MAIN ENGINE CONSTRUCTION PARAMETERS ----------------- 
 11.500 - CR - Compression Ratio 
 71.000 - EVO - Exhaust Valve Opening, deg. before BDC 
 30.000 - EVC - Exhaust Valve Closing, deg. after DC 
 30.000 - IVO - Intake Valve Opening, deg. before DC 
 70.000 - IVC - Intake Valve Closing, deg. after BDC 
____________________ 
Versions: Kernel 04.01.13; RK-model Not used; NOx-model 22.02.13 
 
• Protocolo 03: Simulação final a 6250 rpm 
 
2020-07-23 05-34-43 "UP ATV UNIDADE 2" 
 Mode: #1 :: "RPM=6250 MAX POWER "; 
 Title: "Tabela básica @ 6250rpm; ivo+evc 30; ivc27; evo54" 
 www.diesel-rk.bmstu.ru 
 Fuel: Petrol regular 
 
 ----------------- PARAMETERS OF EFFICIENCY AND POWER ---------------- 
 6250.0 - RPM - Engine Speed, rev/min 
 58.667 - P_eng - Piston Engine Power, kW 
 11.274 - BMEP - Brake Mean Effective Pressure, bar 
 89.643 - Torque - Brake Torque, N m 
 0.03116 - m_f - Mass of Fuel Supplied per cycle, g 
 0.29880 - SFC - Specific Fuel Consumption, kg/kWh 
 0.29217 - SFC_ISO - Specific Fuel Consumption in ISO, kg/kWh 
 0.27382 - Eta_f - Efficiency of piston engine 
 13.862 - IMEP - Indicated Mean Effective Pressure, bar 
 0.33668 - Eta_i - Indicated Efficiency 
 15.917 - Sp - Mean Piston Speed, m/s 
 2.1670 - FMEP - Friction Mean Effective Pressure, bar 
(Intern.Exp) 
 0.83877 - Eta_m - Mechanical Efficiency of Piston Engine 
 
 --------------------- ENVIRONMENTAL PARAMETERS ---------------------- 
 1.0000 - po_amb - Total Ambient Pressure, bar 
 303.00 - To_amb - Total Ambient Temperature, K 
 1.0000 - p_Te - Exhaust Back Pressure, bar (after turbine) 
 0.97000 - po_afltr - Total Pressure after Induction Air Filter, bar 
 
 ------------------ TURBOCHARGING AND GAS EXCHANGE ------------------- 
 0.97000 - p_C - Pressure before Inlet Manifold, bar 
 303.00 - T_C - Temperature before Inlet Manifold, K 
 0.05112 - m_air - Total Mass Airflow (+EGR) of Piston Engine, kg/s 
 0.0000 - Eta_TC - Turbocharger Efficiency 
 1.0468 - po_T - Average Total Turbine Inlet Pressure, bar