Motoare cu ardere interna.pdf

Cuprins

CAPITOLUL 1 ISTORIC.....................................................................................................................................5 1.1. Scurt istoric al dezvoltării motoarelor cu piston, în raport cu cerinţele evoluţiei tehnico-economice a societăţii ............................................................................................5 1.2. Primele utilităţi asigurate cu motoare termice. Realizări reprezentative............................8

CAPITOLUL 2 NOŢIUNI INTRODUCTIVE. DEFINIŢII. CLASIFICĂRI..........................................................11

CAPITOLUL 3 PARAMETRII INDICAŢI ŞI EFECTIVI AI MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE ....................................................................................26 3.1 Parametrii indicaţi...............................................................................................................36 3.2 Parametrii efectivi................................................................................................................41 3.3 Factori generali de influenţă asupra arderii în motorul cu aprindere prin scânteie ...........64

CAPITOLUL 4 REGIMURILE DE FUNCŢIONARE ŞI DEFINIREA SARCINII MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE ....................................................48

CAPITOLUL 5 CICLURILE TEORETICE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ CU PISTON ..........58 5.1 Generalităţi ..........................................................................................................................58 5.2 Ipoteze de bază ale studiului termodinamic al ciclurilor .....................................................58 5.3 Ciclul teoretic general al motoarelor cu ardere internă ......................................................59 5.4 Ciclurile teoretice ale motoarelor cu ardere internă cu piston uzuale.................................60 5.5 Analiza ciclului teoretic mixt................................................................................................62 5.6 Particularizări ale ciclului teoretic mixt ..............................................................................65 5.6.1 Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie .............................................65 5.6.2 Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare ...................................................................................................................66 5.7. Influenţe asupra randamentului termic al ciclurilor teoretice ...........................................67 5.7.1 Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie ...............................................................................................67 5.7.2 Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare .........................................69

5.7.3 Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare........................................73 5.8 Comparaţii între ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu ardere internă cu piston......78

CAPITOLUL 6 STUDIUL PROCESULUI DE ADMISIE AL MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ CU PISTON ÎN PATRU TIMPI ........................................................................................................82 6.1 Generalităţi ..........................................................................................................................82 6.2 Admisia normală la motoarele în patru timpi ......................................................................82 6.3 Criterii de apreciere a eficienţei procesului de admisie.......................................................85 6.4 Influenţe asupra admisiei normale la motoarele în patru timpi ...........................................86 6.4.1 Influenţa proprietăţilor încărcăturii proaspete ...........................................................86 6.4.2 Influenţa factorilor funcţionali....................................................................................89 6.4.3 Influenţa factorilor constructivi ..................................................................................91 6.5 Determinarea parametrilor specifici procesului de admisie ................................................100 6.5.1 Presiunea din cilindru la sfârşitul cursei de admisie ..................................................100 6.5.2 Creşterea de temperatură a fluidului proaspăt ...........................................................101 6.5.3 Temperatura la sfârşitul cursei de admisie .................................................................102 6.5.4 Gradul de umplere ......................................................................................................102

CAPITOLUL 7 STUDIUL PROCESULUI DE EVACUARE AL MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ CU PISTON ÎN PATRU TIMPI................................................................................................104 7.1 Generalităţi ........................................................................................................................104 7.2 Criteriile perfecţiunii procesului de evacuare....................................................................104 7.3 Analiza desfăşurării procesului evacuării cu ajutorul diagramei indicate ........................105 7.3.1 Stabilirea momentului deschiderii supapei de evacuare ..........................................106 7.3.2 Stabilirea momentului închiderii supapei de evacuare ............................................107 7.4 Presiunea şi temperatura gazelor la sfârşitul evacuării ...................................................108 7.5 Cotele de reglaj ale evacuării ............................................................................................109 7.6 Influenţe asupra procesului de evacuare ...........................................................................109

CAPITOLUL 8 STUDIUL PROCESELOR DE COMPRIMARE ŞI DE DESTINDERE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ CU PISTON ...........................................................112 8.1 Studiul procesului de comprimare .....................................................................................112 8.2 Studiul procesului de destindere ........................................................................................119

CAPITOLUL 9 STUDIUL PROCESULUI DE ARDERE DIN MOTOARELE CU PISTON .............................127 9.1 Premise ale aprinderii şi arderii în motoarele cu aprindere prin scânteie ........................127 9.2 Etapizarea arderii normale în motorul cu aprindere prin scânteie....................................130 2

9.3 Factori generali de influenţă asupra arderii în motorul cu aprindere prin scânteie .........133 9.4 Aspecte caracteristice arderii în motorul cu aprindere prin scânteie ...............................135 9.5 Optimizarea raportului de comprimare la motorul cu aprindere prin scânteie ................140 9.6 Fenomene de ardere anormală în motorul cu aprindere prin scânteie.............................142 9.7 Influenţa tipului şi arhitecturii camerei de ardere asupra procesului de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie.....................................................................................148 9.8 Particularităţi ale arderii în motorul cu aprindere prin comprimare ...............................169 9.9 Analiza arderii în motorul cu aprindere prin comprimare, cu ajutorul diagramei indicate...............................................................................................................................171 9.10 Termodinamica arderii ....................................................................................................173

CAPITOLUL 10 SOLUŢII ENERGETICE PENTRU MOTOARE POLICARBURANT ......................................182

CAPITOLUL 11 SUPRAALIMENTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE.................196 11.1 Tipuri de supraalimentare. Clasificări. Caracteristici.....................................................196 11.2 Turbo-supraalimentarea ..................................................................................................198 11.2.1 Compresorul..........................................................................................................199 11.2.2 Turbina..................................................................................................................200 11.2.3 Lagărele turbo-suflantei........................................................................................200 11.2.4 Controlul presiunii de turbo-supraalimentare ......................................................202 11.2.5 Turbo-suflanta cu geometrie variabilă..................................................................203 11.2.6 Pornirea şi oprirea motorului ...............................................................................206 11.2.7 Răcitorul intermediar (Intercoolerul) ...................................................................206 11.3 Reducerea gradului de poluare........................................................................................207 11.4 Sistemul EGR ...................................................................................................................207

CAPITOLUL 12 CARACTERISTICILE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE...................................................................................................208 12.1 Caracteristici de reglare ..................................................................................................208 12.1.1 Caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil .................208 12.1.2 Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la producerea scânteii electrice.................................................................................................................210 12.1.3 Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la injecţie....................................212 12.1.4 Caracteristica de detonaţie ...................................................................................213 12.1.5 Caracteristica de dozaj .........................................................................................214 12.2 Caracteristici funcţionale.................................................................................................217 12.2.1 Caracteristica de sarcină ......................................................................................217 12.2.2 Caracteristica de turaţie .......................................................................................220 12.2.2.1 Caracteristica de turaţie la sarcină totală şi la sarcină plină.................220 12.2.2.2 Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale ............................................223 12.2.2.3 Caracteristica de turaţie la sarcină nulă.................................................225 3

12.3 Caracteristica de pierderi ................................................................................................225 12.4 Caracteristici de propulsie...............................................................................................230 12.5 Caracteristici complexe ...................................................................................................231 12.6 Corectarea caracteristicilor.............................................................................................236 12.7 Calităţile de tracţiune ale motoarelor de automobil .......................................................241 12.8 Caracteristica relativă de turaţie.....................................................................................243 12.9 Organizarea standului pentru încercarea motoarelor. Echiparea motoarelor în vederea încercărilor ........................................................................................................245 12.9.1 Organizarea standului pentru încercarea motoarelor ...........................................245 12.9.2 Echiparea motoarelor în vederea încercărilor.......................................................255

BIBLIOGRAFIE...........................................................................................................................259

4

Capitolul 1

Istoric

1.1. Scurt istoric al dezvoltării motoarelor cu piston, în raport cu cerinţele evoluţiei tehnico-economice a societăţii În acest context trebuie început prin a se menţiona că propunerile de utilizare a energiei chimice în scopuri utile societăţii, le-au precedat de fapt pe cele care aveau în vedere crearea maşinilor cu abur. Acestea s-au realizat însă mai uşor, anterior construcţiei primelor motoare cu ardere internă. Astfel, putem menţiona că încă din 1678, abatele de Hautefeuille, făcea să explodeze mici cantităţi de cărbune într-o cameră prevăzută cu supape. Această maşină era de fapt o pompă aspiratoare care funcţiona în felul următor: după explozie, aerul din cameră şi cea mai mare parte a gazelor produse, părăseau incinta care rămânea astfel încărcată cu gaze calde; prin răcirea acestor gaze ele se contractau provocând aspiraţia apei dintr-un rezervor aflat la un nivel inferior. Hautefeuille şi-a perfecţionat această maşină după patru ani, adică în 1682, transformând-o într-o pompă aspiratoare-respingătoare care utiliza, de data aceasta, praful de puşcă. Tot în această perioadă, celebrul fizician Huygens realiza o maşină asemănătoare, introducând însă un piston de lucru ca organ mobil. Lucrul mecanic util era produs în timpul cursei descendente de către forţa greutate a pistonului şi forţa generată de diferenţa de presiune de pe cele două feţe ale lui. Contracţia gazelor era accelerată prin răcirea lor cu apă. Motorul lui Huggens a fost perfecţionat de către colaboratorul său, Dennis Papin. El a înlocuit supapele cilindrului prin supape-clapete, plasate în piston şi închiderea cu şurub a camerei de explozie printr-una cu contragreutate, jucând astfel şi rolul unei supape de siguranţă (fig. 1.1). Ulterior, Papin a obţinut ridicarea pistonului în cilindrul său, prin vaporizarea apei, iar depresiunea obţinută prin condensarea vaporilor cu ajutorul apei injectate în cilindru cobora pistonul, inventând astfel prima maşină cu abur (fig. 1.2). Newkomen şi Polzunov au perfecţionat maşinile cu abur separând cazanul de cilindru, iar James Watt a realizat condensarea vaporilor într-o cameră distinctă, a introdus mecanismul motor cu balansier, precum şi regulatorul centrifug. Maşinile cu abur extinzându-se în industrie şi transportul terestru şi

5

naval au oprit, pentru aproape 200 de ani, adică până în a doua jumătate a secolului al XIX-lea, dezvoltarea motoarelor cu ardere internă.

Fig. 1.1 Motorul realizat de către Dennis Papin

Fig. 1.2 Maşina cu abur a lui Dennis Papin

Pe de altă parte, maşinile cu abur n-au putut fi timp îndelungat competitive, ocupând mult spaţiu şi prezentând pericolul permanent de explozie. În vederea acţionării maşinilor unelte din micile ateliere, Lenoir a construit în 1860 primele motoare mici funcţionând cu gaz de iluminat din reţeaua oraşelor. Constructiv, motoarele erau alcătuite dintr-un cilindru, mecanismul motor cu pistonul, capul de cruce, biela şi manivela motoare, precum şi un mecanism de distribuţie compus din două excentrice cu tije şi sertare plane de distribuţie. Cilindrul şi chiulasele erau răcite cu apă. Procesele de lucru sunt reprezentate în fig.1.3 şi sunt asemănătoare celor de la ciclul în “2 timpi”. Din cauza lipsei precomprimării şi a destinderii incomplete, motorul avea un randament slab, chiar pentru acea perioadă, adică 2 ÷ 4,5% şi implicit un consum exagerat de combustibil, adică 2,7 [m3/CP.h]. Datorită solicitărilor termice crescute, puterea litrică obţinută era redusă şi de asemenea, valoarea presiunii medii efective era extrem de coborâtă, adică de ordinul: pe = 0,33÷0,47 [bar]. Fig. 1.3 Ciclul motorului cu gaz al lui Lenoir O solicitare termică mai favorabilă şi un randament mai bun s-au obţinut la motoarele cu piston liber în timpul cursei de destindere, realizate de Otto şi

6

Lange, prezentate într-un exemplu din fig.1.4. Aprinderea amestecului se făcea de la o flacără. Întreaga energie potenţială era cedată axului numai în timpul cursei descendente. Motorul se construia pentru puteri de 0,5 ÷ 3 [CP]. În ciuda funcţionării zgomotoase provocate de cremalieră, randamentul era destul de bun, în jur de 12%, corespunzând unui consum de 0,8 [m3 gaze/CP⋅h], faţă de 2,7 [m3/CP.h], la motorul Lenoir. Dimensiunile de gabarit erau însă foarte mari; astfel, pentru un motor de 1,5 [CP], înălţimea era de 3,5 [m] [5]. Cauza principală a randamentului scăzut o constituia, de fapt, temperatura maximă a ciclului, redusă. Acest lucru se datora, în principal, aprinderii amestecului la temperatura mediului ambiant. Soluţia o oferă, puţin mai târziu Beau de Rochas, prin introducerea în ciclul de funcţionare a comprimării încărcăturii proaspete (ciclul cu ardere izocoră). Acest ciclu a fost realizat cu succes de către Otto, în anul 1876, care se consideră de fapt anul de naştere al motorului cu aprindere prin scânteie. S-a trecut astfel de la motorul în doi timpi la motorul în patru timpi. În anul 1893 se adoptă, de Fig. 1.4 Motorul cu piston liber a lui Otto şi către Rudolf Diesel, un nou ciclu de Lange

funcţionare, prin similitudine cu studiile lui Carnot (1824), în vederea reducerii consumului de combustibil. Realizări demne de menţionat s-au înregistrat în 1897 şi 1899, iar utilizarea sa largă în domeniul naval s-a extins după 1903. Aceste motoare succedau pe cel realizat de Daimler, în 1894, ulterior şi în 1900. Extinderea motoarelor cu autoaprindere a fost însă limitată de necesitatea existenţei unei surse de aer comprimat, în vederea pulverizării combustibilului. Compresorul care asigura aerul comprimat mărea substanţial dimensiunile şi greutatea motorului. În vederea renunţării la compresor trebuiau să se realizeze agregate noi pentru debitarea combustibilului. Aceste agregate trebuiau să asigure debitarea, dozarea şi pulverizarea combustibilului în cilindrii motorului, în condiţii corespunzătoare. În această direcţie au existat o serie de încercări şi de realizări, în fig. 1.5 prezentându-se un motor construit în jurul anului 1900. Motorul, fără compresor, prevăzut cu un sistem mecanic de injecţie a combustibilului, relativ simplu, avea diametrul cilindrului de 205 [mm], cursa de 350 [mm], funcţiona la o turaţie de 160 [rpm]., dezvoltând puterea de 10 [CP].

7

Introducerea sistemelor de alimentare prin injecţie mecanică a combustibilului şi ulterior a supraalimentării, au condus la un progres important în construcţia motoarelor cu aprindere prin comprimare, deschizându-se astfel calea utilizării lor în domeniul mijloacelor de transport terestru.

Fig. 1.5 Motor cu aprindere prin comprimare cu injecţie mecanică realizat după proiectul lui G. V. Trinkler

1.2. Primele utilităţi asigurate cu motoare termice. Realizări reprezentative După cum s-a arătat, primele încercări de realizare a unor maşini de forţă aveau o finalitate precisă şi anume ele lucrau cu pompe aspiratoarerespingătoare, menite deci să ridice o anumită cantitate de apă la o anumită înălţime. Alături de acestea, în categoria motoarelor staţionare, se aliniază şi motoarele cu gaz de iluminat care antrenau diverse utilaje în atelierele de prelucrări ale micilor industrii. După anul 1903 se poate considera deschisă epoca utilizării largi a motoarelor cu ardere internă, în vederea echipării unui mijloc de transport. Acest lucru a fost favorizat de faptul că la sfârşitul secolului al XIX-lea, dezvoltarea industriei petroliere a facilitat obţinerea combustibililor lichizi, uşor volatili, de tipul benzinei. În acelaşi timp, aşa cum s-a arătat mai sus, o serie întreagă de alte progrese, precum introducerea ciclului de funcţionare în patru timpi, realizarea injecţiei mecanice de combustibil şi supraalimentarea motoarelor au contribuit, de asemenea, la dezvoltarea unei noi generaţii de motoare cu ardere internă utilizată pe scară din ce în ce mai largă în transporturi. 8

Astfel, după datele existente în literatura de specialitate, în anul 1911, flota mondială cuprindea un număr de 48 de motonave, din care 15 aveau motoare cuprinse între 600 şi 10.900 [CP]. Utilizarea motoarelor la transportul terestru a fost inaugurată în 1885 când Daimler şi ulterior Benz, în 1887, au construit automobile cu două şi trei roţi. Mai târziu, în jurul anului 1910, I.V. Mamin realizează un tractor cu roţi acţionat de un motor cu ardere internă cu combustibil greu, iar în 1912, firma Holt din SUA lansează un tractor cu roţi şi şenile. Uzinele din Harkov, în 1935, încep să lucreze la realizarea unui motor Diesel puternic, de turaţie mare, motorul BD-Z, prezentat în fig. 1.6, care dezvolta 400 [CP]. Perfecţionat în anul 1939, acest motor a fost omologat şi lansat în fabricaţie sub denumirea V-2. În 1941 el a fost modernizat şi Fig. 1.6 Motor Diesel de turaţie mare, redenumit V2-34, echipând tip BD-Z maşinile de luptă T-34. În domeniul aviaţiei, primele încercări de utilizare a propulsiei cu motoare cu ardere internă au fost în legătură cu aparatele mai uşoare decât aerul. Astfel, în 1902, Panhard şi Levasseur montează pe un dirijabil un motor de 40 [CP], având greutatea specifică de 9,5 [kg/CP], iar în 1906, un motor de 70 [CP], cu o greutate specifică de 9 [kg/CP]. Un an mai târziu, în 1903, se montează pe un dirijabil un motor de 110 [CP] care realiza o greutate specifică de 4,2 [kg/CP]. Echiparea aparatelor mai grele decât aerul nu s-a putut extinde în această perioadă din cauza greutăţii specifice mari. Creşterea turaţiei motoarelor a fost saltul hotărâtor în acest domeniu. În prezent, motoarele cu ardere internă cu piston echipează în exclusivitate micile avioane utilitare, sportive, de instrucţie, precum şi anumite elicoptere şi o categorie largă a aparatelor de zbor ultrauşoare (U.L.M-uri). Realizări de vârf în acest domeniu putem grupa şi pune în discuţie astfel: - motorul Manley, construit de inginerul Charles Manley în anul 1901, care avea 5 cilindri dispuşi în stea, răciţi cu apă;

9

- motorul Antoinette, realizat în 1906, cu 8 cilindri poziţionaţi în V, la un unghi de 90º, cu arbore cu 4 coturi, cu bielele alăturate. Supapele de admisie funcţionau automat, iar cele de evacuare erau comandate. Alimentarea cu benzină se făcea prin injecţie directă, iar aprinderea cu un sistem original bazat pe un alternator de înaltă frecvenţă. Răcirea motorului era cu lichid, utilizânduse pentru delimitarea spaţiilor de răcire o cămaşă exterioară de tablă de alamă; - motorul Mercedes-Benz DB 605A-B, cât şi DB 601 sunt derivate din motorul de bază DB 600C/D; 605 era un motor cu 12 cilindri în V, inversat, formând între ramurile V-ului un unghi de 60°. Fiecare cilindru avea 4 supape, două de admisie şi două de evacuare. Motorul 605A-B era alimentat prin injecţie directă de benzină, fiind dotat cu compresor de supraalimentare [41].

10

Capitolul 2

Noţiuni introductive. Definiţii. Clasificări

Noţiunea de motor, în general, presupune o maşină care transformă o formă oarecare de energie în energie mecanică. În domeniul termodinamic, trebuie însă precizat că maşina termică include atât motorul termic cât şi instalaţia frigorifică. Sub acest aspect, motorul cu ardere internă face parte din categoria motoarelor termice. Motorul termic transformă căldura produsă prin arderea unui combustibil în lucru mecanic, prin intermediul evoluţiilor unui fluid, numit fluid motor. Funcţionarea acestor motoare este legată de două procese distincte: - pe de o parte, arderea combustibilului însoţită de degajare de căldură; - pe de altă parte, transformarea acestei călduri în lucru mecanic. După locul unde se produce arderea combustibilului, motoarele termice se împart în două mari categorii: a) motoare cu ardere externă; b) motoare cu ardere internă. a) Motoarele cu ardere externă sunt motoarele la care arderea combustibilului se realizează într-un agregat distinct, separat de motor, aerul care furnizează oxigenul necesar arderii, nefiind totodată şi fluidul de lucru al motorului. Din această categorie se pot cita maşinile cu abur cu piston, a căror schemă de principiu este arătată în fig. 2.1, precum şi turbinele cu gaze ce funcţionează în circuit închis.

Fig. 2.1 Schemă de principiu a maşinii cu abur cu piston

11

b) Motoarele cu ardere internă sunt motoarele la care arderea combustibilului se realizează fie într-un agregat distinct, separat de motor, fie chiar în interiorul motorului, dar aerul care furnizează oxigenul necesar arderii este în acelaşi timp şi fluidul de lucru al motorului. Cele mai reprezentative, din acest punct de vedere sunt motoarele cu ardere internă cu piston. Tot în această categorie se includ motoarele rotative, turbinele cu gaze în circuit deschis (fig. 2.2) şi Fig. 2.2 Motor cu ardere internă cu turbină cu gaze în circuit deschis motoarele rachetă (fig. 2.3).

Fig. 2.3 Motor rachetă cu ardere internă

Clasificarea motoarelor cu ardere internă se poate face după mai multe criterii. Astfel, principalul criteriu de clasificare îl constituie tipul mecanismului motor. Din acest punct de vedere, distingem: - motoare cu ardere internă cu piston, care utilizează un mecanism motor de tip bielă manivelă, prevăzut cu piston, aşa cum se arată în fig. 2.4, în care 12

sunt indicate şi o parte din componentele sale. Aceste motoare se bucură de o tehnologie de fabricaţie foarte bine pusă la punct. Datorită acestui aspect, precum şi altor avantaje importante, la ora actuală, în construcţia de automobile se folosesc, într-o majoritate covârşitoare, motoarele cu ardere internă cu piston, astfel încât, la nivel mondial există o foarte mare disponibilitate de astfel de unităţi energetice; - motoare cu ardere internă rotative, care au în componenţă un mecanism ce conduce, în principiu, la o mişcare rotativă continuă. Se poate obţine astfel avantajul unei mişcări uniforme, al unei puteri litrice crescute şi al unei compactităţi mărite. Ele sunt realizate sub diverse variante constructive, cum sunt, de pildă, motoarele Wankel, Kauertz, sau Meyer. Dintre acestea, cel mai cunoscut este motorul Wankel, însă, în general, aceste motoare sunt Fig. 2.4 Schema motorului cu mecanism de tip foarte puţin răspândite bielă manivelă datorită unor dezavantaje ce nu au putut fi depăşite, precum şi datorită unor probleme tehnologice. Schema constructivă şi fazele de lucru ale motorului Wankel sunt prezentate în fig. 2.5, în timp ce în fig. 2.6 este arătat ansamblul de propulsie destinat unui automobil, format dintr-un motor Wankel şi cutia de viteze. Fig. 2.7 conţine schema de lucru în cazul motorului Kauertz, cu pistoane rotative. Pentru motoarele cu ardere internă cu piston, teoretic nu există un criteriu unitar de clasificare; de fapt, nu se poate stabili un criteriu suficient de cuprinzător, care să includă într-o schemă unică de clasificare, toate tipurile de motoare cu ardere internă cu piston. Din acest motiv, clasificarea acestor motoare se face prin scheme care se întrepătrund şi care au la bază particularităţi constructive şi funcţionale. În acest sens, un prim criteriu de clasificare îl constituie caracterul procesului de ardere. Din acest punct de vedere se pot stabili trei categorii de motoare descrise în continuare. a) Motoare cu ardere la volum constant, la care deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere este redusă, determinând o evoluţie a acestui proces după o curbă apropiată de izocoră, corespunzând porţiunii c – z, din fig. 2.8 a; ciclul lor de referinţă este ciclul Otto sau Beau de Rochas.

13

b) Motoare cu ardere la presiune constantă, caracterizate prin faptul că deplasarea pistonului pe durata procesului de ardere este mai mare decât în cazul anterior, determinând o evoluţie a acestui proces după o curbă apropiată de izobară, reprezentată prin porţiunea c – z în fig. 2.8 c; ciclul lor teoretic este ciclul Diesel. c) Motoare cu ardere mixtă, adică ardere la volum şi la presiune constante, la care procesul de ardere este dirijat astfel încât evoluţia sa decurge parţial după o curbă ce poate fi asimilată cu o izocoră, ce corespunde porţiunii c – y şi parţial după o curbă ce poate fi asimilată cu o izobară redată prin porţiunea y – z, în fig. 2.8 b; ciclul de referinţă al acestor motoare poartă numele celor trei precursori care l-au studiat în mod independent şi anume: Seiliger, Sabathé şi Trinkler.

Fig. 2.5 Schema şi fazele de lucru ale motorului Wankel

14

Fig. 2.6 Ansamblu de propulsie cu motor Wankel

Un al doilea criteriu de clasificare îl constituie modul de aprindere a amestecului carburant. Relativ la acest criteriu, distingem: - motoare cu aprindere prin scânteie (prescurtat, MAS), numite şi motoare cu aprindere forţată sau comandată, deoarece aprinderea amestecului dintre aer şi combustibil se face prin intermediul unei scântei electrice, produse de o bujie şi declanşată într-un moment bine definit al ciclului de funcţionare al motorului; la acest tip de motoare, care sunt motoare cu ardere la volum constant, formarea amestecului se poate face în exteriorul, sau în interiorul Fig. 2.7 Schema de lucru a motorului cilindrilor de lucru, în funcţie de procedeul Kauertz şi de instalaţia de alimentare;

15

- motoare cu aprindere prin comprimare (prescurtat MAC), numite şi motoare Diesel, după numele celui care, aşa cum s-a arătat anterior, a introdus acest ciclu de lucru, sunt motoare la care arderea este declanşată în urma aprinderii combustibilului injectat în aerul din camera de ardere, puternic încălzit prin comprimare; din această categorie fac parte motoarele cu ardere la presiune constantă şi motoarele cu ardere mixtă, formarea amestecului producându-se în interiorul cilindrului, prin injecţia combustibilului. Succesiunea proceselor care se repetă periodic în fiecare cilindru formează ciclul de funcţionare al motorului. Numărul de timpi, notat cu τ, ai ciclului de funcţionare a motorului constituie un al treilea criteriu de clasificare. Numărul de timpi reprezintă de fapt, numărul de curse ale pistonului în decursul cărora se efectuează un ciclu motor. Din acest punct de vedere, deosebim motoare sau cicluri motoare în 4 timpi, care se efectuează în 2 rotaţii ale arborelui motor şi motoare sau cicluri motoare în 2 timpi, care se efectuează într-o singură rotaţie a arborelui motor. Ciclul în 4 timpi se utilizează în special pentru motoarele de tracţiune rutieră şi feroviară, precum şi pentru motoarele navale semirapide. Ciclul în 2 timpi nu se mai foloseşte practic la autovehicule, el reprezentând doar o alternativă pentru motoarele mici caracterizate prin simplitate şi preţ redus, destinate motocicletelor, motoretelor, ciclomotoarelor, motoare staţionare ş.a., caz în care sunt compromise economicitatea şi poluarea. De asemenea, ciclul în 2 timpi caracterizează unităţile de mare putere, cum este cazul motoarelor navale mari. O ameliorare a funcţionării motoarelor Diesel în 2 timpi se poate obţine prin utilizarea unui baleiaj cu pompă sau cu suflantă, în detrimentul preţului de cost însă. Pe lângă aceste criterii de clasificare, considerate de bază, se pot o adopta şi alte criterii, pornind de la anumiţi parametri de ordin constructiv şi funcţional. Dimensiunile fundamentale ale unui motor cu piston sunt alezajul, D, (diametrul cilindrului) şi cursa pistonului, S, care, împreună cu dispunerea cilindrilor, intervalul dintre axele cilindrilor ∆, raportul Λ dintre raza r a mecanismului motor şi lungimea L a bielei, precum şi numărul de cilindri, i, determină în ansamblu configuraţia şi dimensiunile motorului cu piston. În faza de concepţie a motorului, în general, din perechile de valori (D, S), se alege perechea cea mai convenabilă. Criteriul de alegere este valoarea raportului dintre cursă şi alezaj, sub forma ψ = S/D, care reprezintă de fapt un criteriu de similitudine geometrică având, pentru motor, un rol determinant din punct de vedere constructiv şi funcţional. În funcţie de valoarea acestui raport, motoarele cu ardere internă cu piston se clasifică în: - ψ < 1, motoare subpătrate (S < D); - ψ = 1, motoare pătrate (S = D); - ψ > 1, motoare suprapătrate (S > D). 16

Sporirea raportului ψ = S/D are ca urmare o reducere a alezajului D şi a spaţiului în care se pot instala supapele, o sporire a înălţimii motorului, o reducere a solicitărilor termice şi realizarea unei camere de ardere cu forme

Fig. 2.8 Clasificarea motoarelor după caracterul procesului de ardere

avantajoase. Această sporire trebuie să ţină seama de turaţia nominală a motorului, care are o importanţă deosebită la alegerea raportului ψ. O creştere a valorii acestuia, pentru o aceeaşi turaţie n, conduce la o mărire a vitezei medii a pistonului şi, implicit, la creşterea solicitărilor inerţiale şi a uzurii pieselor. La valori ridicate ale raportului ψ se reduce rigiditatea arborelui cotit, intensificându-se astfel vibraţiile torsionale. Reducând cursa pistonului S se obţin, pentru aceleaşi viteze medii, diametre mari, deci mai mult spaţiu disponibil pentru aşezarea unor supape de admisie şi evacuare cu secţiune de scurgere mai mare şi cu pierderi prin frecare mai reduse. MAS de construcţie actuală, sunt în general motoare subpătrate, cu ψ = Tabelul 2.1 Valori uzuale ale raportului ψ 0,57,…, 0,95 în timp ce MAC sunt, în general, suprapătrate, având ψ = 1,05 Tipul motorului ψ MAS (autovehicule) 0,6 ... 1,0 ,…, 1,35. În funcţie de destinaţie, MAC (rutier, feroviar) 0,9 ... 1,2 MAC-urile au ψ = 0,9 ,…, 1,2 pentru automobile şi ψ = 1, 1 ,…, 1,3 pentru MAC (naval semirapid 0,9 ... 1,2 tracţiune. şi rapid) În tabelul 2.1 se prezintă în mod MAC (tractor) 1,1 ... 1,3 sintetic, în funcţie de tipul şi destinaţia motorului, inclusiv pentru motoare MAC (naval lent) 1,5 ... 2,2 navale, valorile caracteristice ale raportului ψ. Părţile principale ale motoarelor cu ardere internă cu piston sunt următoarele: 17

- mecanismul motor; - părţile fixe principale, care cuprind: chiulasa, blocul cilindrilor şi carterul; - mecanismul de distribuţie a gazelor; - instalaţiile de alimentare cu combustibil - instalaţiile anexe, care includ: instalaţiile de aprindere, de ungere, de răcire, de pornire etc; - mecanisme de inversare a turaţiei, specific motoarele navale. Schema elementară şi elementele unui motor în 4 timpi, cu aspiraţie normală şi ciclul său funcţional sunt redate în fig. 2.9 [2].

Fig. 2.9 Schema elementară, elementele componente şi ciclul funcţional al motorului în 4 timpi

Succesiunea timpilor de funcţionare şi ciclul real în cazul unui motor Diesel sunt arătate în fig. 2.10. Volumul minim ocupat de gazele din cilindru se numeşte volumul camerei de ardere sau de comprimare Vc, iar poziţia extremă a pistonului corespunde punctului mort interior (prescurtat PMI).

18

Volumul maxim al cilindrului, ocupat de gaze, constituie volumul total al cilindrului, notat cu Va, poziţia corespunzătoare a pistonului fiind punctul mort exterior (prescurtat PME).

Fig. 2.10 Succesiunea timpilor de funcţionare şi ciclul real în cazul unui motor Diesel

Volumul descris de piston, în cursa S, între PMI şi PME se numeşte cilindree sau capacitate cilindrică, notându-se cu Vs. Suma cilindreelor tuturor cilindrilor reprezintă cilindreea totală sau litrajul, notat cu Vt, astfel încât:

Vt = i ⋅ VS

(2.1)

unde i este numărul de cilindri identici ai motorului. Numărul de cilindri, i, pentru motoarele de automobile, se adoptă în conformitate cu una dintre soluţiile uzuale (i = 2, 3, 4, 5, 6, 8, 12). Pentru motoarele de autoturisme i = 2,...,8, pentru automobile de curse i = 8, 10, 12, 16 iar la motoarele de autocamioane, autobuze şi tractoare i = 3,...,16. Criteriile pentru alegerea numărului de cilindri sunt asigurarea unui mers sigur şi liniştit al motorului, pornirea uşoară a motorului, întreţinerea şi exploatarea facilă precum şi simplitatea tehnologiei de fabricaţie. O atenţie deosebită se va acorda influenţei din punct de vedere termic şi dinamic a numărului de cilindri. Un număr de cilindri prea mare, înseamnă un număr mare de piese componente, ceea ce măreşte dificultăţile de întreţinere, exploatare şi posibilităţile de defectare. Dintre numerele fără soţ de cilindri la motoarele MAS 19

şi MAC de autoturisme în patru timpi se utilizează numai i = 5, în timp ce la motoarele de puteri mari cu dispunerea cilindrilor în linie, s-au utilizat în trecut motoare cu i = 7 şi 9. Motoarele cu un număr redus de cilindri au o construcţie mai simplă, cu mai puţine componente, şi o supraveghere uşoară. În schimb ele au o echilibrare insuficientă şi cuplu motor neuniform, deci au nevoie de un volant de dimensiuni mai mari. Ele se folosesc mai ales în instalaţiile fixe, în care aceste dezavantaje se resimt mai puţin. Construcţiile policilindrice au cilindri cu o capacitate mai redusă şi pot folosi fără mari dificultăţi şi turaţii mai ridicate, fiind deci mai uşoare şi conform ecuaţiilor de similitudine, au solicitări termice mai reduse. Forţele de inerţie se pot echilibra mai uşor şi mai complet, iar cuplul lor este mai uniform. La o anumită capacitate cilindrică a motorului, există valori optime ale dimensiunilor fundamentale (S, D). Pe această bază se obţine numărul de cilindri optim. În acelaşi timp, alegerea numărului de cilindri este legată, aşa cum s-a arătat şi de costul de fabricaţie al motorului, de cheltuielile de întreţinere şi exploatare şi de siguranţa în funcţionare. Raportul dintre volumul maxim şi cel minim al cilindrului se notează cu ε şi se numeşte raport volumetric de comprimare (el fiind un raport geometric sau volumetric) sau, pe scurt, raport de comprimare:

V + Vs V Va = 1+ s . = ε sau, cu Va = Vc + Vs , rezultă: ε = c Vc Vc Vc

(2.2)

Schema elementară, elementele componente şi ciclul funcţional al unui motor în 2 timpi, cu umplere forţată sunt prezentate în fig. 2.11 [2]. După cum se observă, din cursa S, numai fracţiunea Sa este efectiv folosită pentru comprimare şi destindere, restul utilizându-se pentru evacuare şi destindere. Corespunzător, raportul de comprimare real, numit şi raport de comprimare util, εu, devine:

εu =

Vsu +1 Vc

(2.3)

Raportul volumetric de comprimare se alege în funcţie de tipul motorului. Teoretic şi experimental s-a constatat că randamentul termic şi puterea motorului cresc odată cu creşterea raportului de comprimare. Creşterea raportului de comprimare este limitată de mai multe condiţii, specifice fiecărui tip de motor. Raportul de comprimare pentru MAS este limitat de arderea anormală, reprezentată prin arderea cu detonaţie şi cu aprinderi secundare. Valorile ridicate ale raportului de comprimare în condiţiile limitării solicitărilor maxime 20

Cifră octanică necesară

înseamnă prelungirea arderii în destindere şi scăderea randamentului termic al ciclului. În fig. 2.12 se arată cifra octanică necesară, stabilită statistic în funcţie de raportul de comprimare. Mărirea raportului de comprimare conduce la creşterea presiunii maxime, a vitezei medii de creştere a presiunii şi a mărimilor de stare în momentul declanşării arderii, rezultând o îmbunătăţire a randamentului termic, cu o majorare a solicitărilor mecanice în principalele organe ale motorului. Îmbunătăţirea performanţelor, în condiţiile menţinerii nivelului de solicitări mecanice, prin reducerea raportului de comprimare, este posibilă prin intensificarea proceselor fizico-chimice de formare a amestecului şi a arderii, astfel încât să se asigure reducerea duratei totale a arderii [6].

Raport de comprimare

Fig. 2.12 Cifra octanică necesară în funcţie de raportul de comprimare

Fig. 2.11 Schema elementară, elementele componente şi ciclul funcţional al motorului în 2 timpi

În prezent, valorile uzuale ale raportului de comprimare pentru MAS cu admisie normală, alimentat cu benzină sunt ε = 8,5,…,10,5. Raportul de comprimare pentru MAC are valori mai mari pentru ca temperatura aerului comprimat să fie mai mare decât temperatura de aprindere (autoaprindere) a combustibilului. Pentru motoare supraalimentate de puteri mari, limita inferioară utilizabilă se poate considera ε = 10,5 ,…, 12, determinată de pornirea sigură a motorului

21

rece şi pentru a evita fumul alb în perioada de încălzire. De asemenea, la rapoarte de comprimare coborâte, cresc brusc emisiile prin hidrocarburi nearse. În mod curent, pentru motoarele cu injecţie directă se foloseşte un raport ε = 17, care asigură un randament efectiv optim al motorului şi care este în acelaşi timp şi limita superioară. Limita superioară a raportului de comprimare este determinată de arhitectura camerei de ardere, de toleranţele de fabricaţie ale organelor mecanismului motor şi de presiuni; la motoarele nesupraalimentate cu cameră de ardere divizată, εmax = 21 ,..., 22. Pentru motoarele supraalimentate limita superioară a raportului de comprimare este condiţionată de presiunea maximă, ea putând ajunge la εmax = 23. Valorile ridicate ale raportului de comprimare în condiţiile limitării solicitărilor maxime înseamnă prelungirea arderii în destindere şi scăderea randamentului termic al ciclului. Turaţia motorului se notează cu n. La alegerea turaţiei se ţine seama de destinaţia şi de mărimea motorului. Turaţia motorului intervine în proiectare prin următoarele criterii: • uzura motorului – din acest punct de vedere, o soluţie de îmbunătăţire, în condiţiile menţinerii litrajului motorului, constă în reducerea greutăţii organelor mecanismului motor şi creşterea numărului de cilindri; • masa specifică, notată cu Ms, definită ca raportul dintre masa motorului uscat, Musc, şi puterea sa efectivă:

M s = M usc Pe

[kg/kW];

(2.4)

unde masa motorului uscat este masa motorului fără lubrifianţi şi lichid de răcire, exprimată în [kg]. • puterea litrică, notată PL, reprezentând raportul dintre puterea efectivă şi cilindreea totală a motorului (litrajul),

PL =

Pe P = e Vt Vs ⋅ i

[kW/litru].

(2.5)

Valorile uzuale ale puterii litrice, PL, exprimate în [kW/litru], în funcţie de tipul şi destinaţia motorului, sunt situate între următoarele limite:

MAS în patru timpi - pentru autoturisme................................................... 20 – 60 - pentru automobilele de curse .................................. 90 – 150 MAC în patru timpi - pentru autoturisme................................................... 15 – 30 22

-

pentru autocamioane .............................................. 10 – 30 pentru tractoare ...................................................... 10 – 25 pentru tracţiune feroviară ........................................ 6 – 25 semirapide, pentru propulsie navală........................ 5 – 20

MAC în doi timpi - lente, pentru propulsie navală ................................. 2 – 5 Turaţia maximă a motorului este limitată atât de procesul de ardere cât şi de creşterea forţelor de inerţie care produc solicitări peste limita admisibilă. Limitarea introdusă de procesul de ardere intervine prin durata acestuia, care poate fi ameliorată mărind raportul de comprimare sau adoptând supraalimentarea motorului. Pe baza criteriilor expuse, soluţiile cele mai raţionale de creştere a turaţiei maxime a motoarelor constau în: • majorarea numărului de cilindri; • adoptarea unui raport ψ = S/D redus; • utilizarea unui raport de comprimare ε ridicat. În principiu, motoarele de dimensiuni şi puteri mari sunt caracterizate prin turaţii mici, de până la 150 [rpm] (motoare lente), în timp ce motoarele cu putere mică sau mijlocie au turaţii ridicate, depăşind 6000 [rpm]. Pentru o gamă mai largă de motoare, care depăşeşte sfera celor pentru automobile, turaţiile nominale, exprimate în [rpm], se situează, la rândul lor, între următoarele limite: MAS în patru timpi ‫ ـ‬pentru autoturisme....................................................4500 – 6000 ‫ ـ‬pentru automobilele de curse ...................................7500 – 12000 ‫ ـ‬pentru autobuze şi autocamioane .............................3300 – 4500 MAC în patru timpi - pentru autoturisme................................................... 4000 – 5000 - pentru autobuze şi autocamioane ............................ 1800 – 2800 - pentru tractoare ...................................................... 1500 – 2500 - pentru tracţiune feroviară ........................................ 500 – 1500 - semirapide, pentru propulsie navală........................ 400 – 1000 MAC în doi timpi - lente, pentru propulsie navală ................................. 85 – 250 Pentru alte situaţii, cum este cazul motoarelor care acţionează generatoare de curent alternativ, turaţia poate varia în limite mult mai largi. Astfel, pentru a asigura frecvenţa curentului de 50 [Hz], turaţia este corelată cu numărul de 23

perechi poli (1 ,…, 20) ai generatorului, valorile acesteia variind de la 3000 [rpm] până la 150 [rpm]. În cazul în care se utilizează criteriul similitudinii pentru estimarea turaţiei, turaţia motorului proiectat va fi n = (1/k) ⋅n0. Viteza medie a pistonului, simbolizată cu wp, poate constitui, de asemenea, un criteriu de clasificare a motoarelor, putând fi considerată în acelaşi timp şi un criteriu de apreciere a turaţiei. Viteza medie condiţionează solicitările termice şi mecanice precum şi uzarea organelor mecanismului motor. Relaţia pentru determinarea vitezei medii a pistonului este:

wp =

S ⋅n ⋅ 10 − 3 [m/s]. 30

(2.6)

Valorile uzuale ale acesteia, exprimate în [m/s], sunt definite mai jos: MAS în patru timpi ‫ ـ‬pentru autoturisme...................................................12 – 15 ‫ ـ‬pentru automobilele curse ........................................15 – 23 ‫ ـ‬pentru autobuze şi autocamioane ............................. 9 – 12 ‫ ـ‬pentru automobile, cu combustibili gazoşi .............. 7 – 11 MAC în patru timpi ‫ ـ‬pentru autocamioane şi autoturisme......................... 7 – 13 ‫ ـ‬pentru tractoare .......................................................5,5 – 10,5 ‫ ـ‬pentru tracţiune feroviară ......................................... 10 – 12 ‫ ـ‬semirapide, pentru propulsie navală......................... 8 – 9 MAC în doi timpi lente, pentru propulsie navală ........

5–7

Pe baza acestor valori pot fi stabilite următoarele categorii de motoare: • motoare lente, cu valori ale wp situate în intervalul 4 ,…, 6 [m/s]; • motoare de turaţie medie, pentru valori ale wp de 6 ,…, 9 [m/s]; • motoare rapide, la care wp este între 9 şi 13 [m/s]. Cantitatea de combustibil şi de aer care participă la ardere se corelează printr-un criteriu numit dozaj. Un mod de apreciere a dozajului este coeficientul de dozaj:

d=

Gcomb Gaer

24

(2.7)

În funcţie de valoarea lui d, amestecul poate fi: bogat, teoretic, adică stoechiometric (d = 1/15), sau sărac. Coeficientul de dozaj teoretic este:

dt =

Gcomb 1 = = 0,0666 Gaer 15

(2.8)

Inversul coeficientului de dozaj oferă o mai mare uşurinţă de scriere:

d'=

1 Gaer = d Gcomb

(2.9)

şi în cazul teoretic este:

d 't =

15 = 15 1

(2.10)

Observaţie: Ambii coeficienţi prezintă dezavantajul că nu precizează în mod direct calitatea amestecului: sărac, bogat şi mai ales cât de sărac sau cât de bogat; în plus, valorile absolute ale coeficientului sunt legate de natura combustibilului (dtbenzină=1/14,8; dtmotorină=1/14,5). Acest inconvenient se evită prin folosirea coeficientului de îmbogăţire:

σ=

d 100 [ % ] dt

. ...(2.11)

Dar, pentru a permite uniformizarea modului de exprimare şi de calcul în domeniul maşinilor şi instalaţiilor termice, se foloseşte şi coeficientul de exces de aer care este raportul dintre cantitatea de aer de care dispune 1 [kg] de combustibil, Gaer şi cantitatea de aer necesară pentru arderea stoechiometrică, teoretică, a acestei cantităţi de combustibil, Gaert,

λ=

Gaer Gaert

(2.12)

Între mărimile definite, există relaţiile:

Gcomb G G d 1 σ = = aer = aert = d t Gcomb Gaer λ Gaert

(2.13)

Observaţie: Luând Gcomb. = 1 [kg], avem:

d=

1 σ 1 1 = = ' d Gaert Gaert λ 25

(2.14)

Sensul variaţiei acestor coeficienţi este sintetizat în tabelul 2.2: Tabelul 2.2 Valori de referinţă ale dozajului Coeficient Dozaj sărac Dozaj teoretic Dozaj bogat d dt d’ >d’t d’t 1 1 1, situându-se în intervalul 1,05 ,…, 1,1, valorile acestuia fiind cu cca. 30% mai mari decât la MAS. De menţionat că, deşi λP este supraunitar, datorită neomogenităţii amestecului şi caracterului difuziv al arderii apare o lipsă locală de oxigen. Acest lucru duce la funcţionarea motorului cu fum puternic în gazele de evacuare, produs de carbonul liber în suspensie, în camera de ardere se formează depozite de carbon, pistonul se supraîncălzeşte, se arde sau calează, se coxează segmenţii. La aceste aspecte se adaugă solicitările mecanice mai mari datorită presiunilor maxime ridicate. Aceste anomalii micşorează siguranţa în funcţionare şi durabilitatea motorului, de aceea, în exploatare, nu se utilizează niciodată reglajul λ = λP. Deoarece fumul intens din gazele de evacuare constituie semnul tipic al arderii anormale, λ se micşorează în raport cu λec până la acea valoare la care apare fumul uşor vizibil în gazele de evacuare. Această valoare se numeşte coeficient de exces al aerului la limita de fum, notat λLF, se stabileşte experimental şi este situată între limitele λP ≤ λLF < λec. Valorile actuale, care corespund, pentru motoarele cu cameră de ardere unitară, cu λP ≅ λLF = 1,38 ,…, 1,55, rezultă din tendinţa de a asigura, pentru puterea maximă impusă la proiectarea unui MAC, un litraj VL mai redus . Altfel spus, îmbogăţind lejer amestecul spre λP se poate micşora cilindreea, fără a atinge însă limita de fum. Deoarece la motoarele cu cameră de ardere divizată există o mai bună mişcare organizată a aerului se pot utiliza valori mai mici ale excesului de aer, λLF = 1,24 ,…, 1,38. Din aceste motive, litrajele şi deci dimensiunile motoarelor cu cameră de ardere unitară (injecţie directă) sunt mai mari decât ale celor cu cameră de ardere divizată. La aceasta se adaugă şi dimensionarea mai generoasă a organelor motoarelor din prima categorie, la care presiunile maxime din camera de ardere sunt superioare celor corespunzătoare motoarelor din a doua categorie. În cazul MAC-urilor supraalimentate, pentru limitarea solicitărilor termice care apar în motor odată cu creşterea gradului de supraalimentare, există tendinţa de majorare a excesului de aer, acesta atingând valori apropiate de λ =2. Subansamblele şi părţile componente, precum şi o parte dintre criteriile constructive şi funcţionale descrise anterior, utilizate la proiectarea şi realizarea motoarelor pot fi regăsite în exemplul din fig. 2.13, care reprezintă un motor Diesel cu 12 cilindri, dispuşi în V. După cum s-a arătat, la motoarele cu aprindere prin scânteie, formarea amestecului se poate face fie în exteriorul cilindrilor, prin injecţie de benzină în traseul de admisie, în zona supapei, aşa cum se arată în fig. 2.14 a, fie în interiorul cilindrilor, prin injecţie directă de benzină, situaţie prezentată în fig. 2.14 b [44].

27

Fig. 2.13 Subansamblele şi părţile componente ale unui motor Diesel cu 12 cilindri dispuşi în V 1- pompa de ungere; 2 – pompa pentru lichidul de răcire; 3 – pompa de alimentare cu combustibil; 4 – capacul pentru alimentarea centralizată cu lubrifiant; 5 – distribuitor de aer; 6 – supapa de pornire; 7 – filtru fin de combustibil; 8 – pompa de injecţie; 9 – injector.

Fig. 2. 14 a, b Formarea amestecului în exteriorul cilindrilor (a) şi în interiorul cilindrilor (b) la motorul cu aprindere prin scânteie 28

În fig. 2. 15 se arată secţiuni prin camera de ardere şi prin motorul Mitsubishi GDI care utilizează procedeul de injecţie directă descris mai sus.

Fig. 2.15 Procedeul de injecţie directă Mitsubishi GDI

În fig. 2.16 a, b este prezentată o soluţie de formare a amestecului în cilindru, prin injecţia combustibilului în interiorul camerei de ardere unitare, la un motor cu aprindere prin comprimare. Astfel, în fig. 2.16 a sugerează schema de principiu a procedeului, în timp ce fig. 2.16 b indică arhitectura unei camere de ardere realizată după acest procedeu.

Fig. 2.16 a, b Soluţie de principiu (a) şi constructivă (b) cu cameră de ardere unitară pentru formarea amestecului în interiorul cilindrului la MAC

La motoarele cu aprindere prin comprimare destinate autoturismelor şi autoutilitarelor se poate întâlni şi o altă soluţie pentru formarea amestecului în 29

interiorul cilindrului, mult mai puţin utilizată însă în prezent, bazată pe folosirea unei camere de ardere divizate, constituită din două cavităţi interioare, cu volume diferite, unite printr-un canal de legătură. Un exemplu de acest fel este ilustrat în fig. 2. 17 a, b.

Fig. 2. 17 a, b Soluţie de principiu (a) şi constructivă (b) cu cameră de ardere divizată pentru formarea amestecului în interiorul cilindrului la MAC 1 – injector; 2 – camera de ardere secundară; 3 – canal de legătură; 4 – camera de ardere principală.

Referitor la formarea interioară a amestecului, poate fi citat drept exemplu şi cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare în doi timpi cu baleiaj prin supape şi fante (ferestre), aşa cum se arată în fig. 2.17.

Fig. 2.17 Schema unui motor Diesel în doi timpi cu baleiaj direct 1 – fante (ferestre); 2 – camera de aer; 3 – pompa de baleiaj (suflanta)

30

În continuare, se menţionează că dispunerea cilindrilor poate constitui, în egală măsură, un criteriu de clasificare a motoarelor cu ardere internă cu piston, indiferent de destinaţia acestora. Relativ la acest aspect s-a considerat utilă prezentarea, în fig. 2.18, a unui tablou sintetic privind clasificarea motoarelor în raport cu modul de amplasare a cilindrilor.

Fig. 2.18 Clasificarea motoarelor după modul de dispunere a cilindrilor

Trebuie arătat că, la ora actuală, motoarele destinate automobilelor sunt motoare cu ciclu de funcţionare în patru timpi, din ambele categorii, adică MASuri sau MAC-uri, răcite cu lichid, cu dispunerea cilindrilor preponderent în linie (amplasare pe un singur rând), cu dispunere orizontală sau în V. Figura 2.19 prezintă o secţiune printr-un motor Diesel cu cilindrii dispuşi orizontal, având puterea de aproximativ 202 [kW] (275 [CP]).

31

Din raţiunea simplităţi constructive, a întreţinerii facile şi a preţului redus au existat totuşi construcţii de automobile, de mică capacitate, echipate cu motoare răcite cu aer. În acelaşi timp, această categorie de motoare prezintă o siguranţă ridicată în exploatare, motiv pentru care au fost utilizate pentru echiparea maşinilor de luptă. În fig. 2.20 se prezintă un exemplu de amplasare, pe un vehicul militar, a unui motor răcit cu aer, având dispunerea orizontală a cilindrilor, iar în fig.2.21, de asemenea, un motor răcit cu aer, dar cu cilindrii poziţionaţi în stea, destinat propulsării unei maşini de luptă, ceea ce constituie practic o excepţie, întrucât aceste motoare se folosesc în aviaţie.

Fig. 2.19 Secţiune printr-un motor Diesel cu cilindri orizontali

Fig. 2. 20 Modul de amplasare al unui motor răcit cu aer cu cilindri dispuşi orizontal

32

Fig. 2. 21 Maşină de luptă echipată cu motor în stea răcit cu aer

În acelaşi timp, având în vedere că la motoarele de autovehicule rutiere, aşa cum s-a arătat, cea mai întâlnită este amplasarea în linie a cilindrilor, în fig. 2.22 se indică schemele de realizare a acestor motoare, în varianta în patru timpi, precum şi ordinea de funcţionare a cilindrilor. Partea din dreapta a figurii arată configuraţia spaţială a arborelui cotit, pentru fiecare variantă constructivă în parte, astfel încât se poate bine defini poziţia fiecărui cot. Din punct de vedere energetic, urmărind procesele majore care se desfăşoară în motor, din energia care se eliberează prin arderea combustibilului în cilindrul motorului, considerată 100%, aşa cum se pune în evidenţă în fig. 2.23, doar o mică proporţie se regăseşte în exterior sub forma energiei mecanice utile, adică a lucrului mecanic efectiv [4]. Această situaţie, prezentată pentru un regim de funcţionare caracterizat printr-un randament bun, devine cu mult mai defavorabilă în alte regimuri, cum sunt cele ale sarcinilor parţiale mici, tipice exploatării autovehiculelor rutiere, când rata transformărilor utile din motor este mai redusă. În acelaşi timp, lipsa unui produs mai competitiv, care să poată înlocui cu succes motorul cu ardere internă cu piston, cu toate celelalte avantaje, mai ales

33

Fig. 2.22 Schemele de realizare a motoarelor în patru timpi pentru autovehicule şi ordinea de funcţionare a cilindrilor

în domeniul automobilului, pe care acesta le asigură, cu un consum de combustibil relativ redus pe plan mondial în raport cu alte unităţi energetice, mai ales în deceniile 3 – 4 ale secolului trecut, precum şi, aşa cum s-a mai arătat, cu o tehnologie de fabricaţie foarte bine pusă la punct au făcut ca acest motor să capete o dezvoltare extrem de extinsă în domeniul transporturilor terestre, în special cele rutiere. Dintre toate celelalte tipuri de motoare termice, care folosesc, prin arderea combustibilului, acelaşi tip de transformare a energiei chimice în energie mecanică, printre care se pot cita maşinile cu abur, turbinele cu abur şi cu gaze, motorul cu ardere internă cu piston are randamentele cele mai ridicate şi prezintă avantajele cele mai mari. În acelaşi timp, motorul cu ardere internă cu piston converteşte cel mai bine în energie mecanică utilă, fracţiunea transformabilă în lucru mecanic din energia disponibilă sub formă de căldură. Astfel, se constată că acest tip de 34

Fig. 2.23 Bilanţul energetic al motorului cu piston

Fig. 2.24 Repartiţia pierderilor proprii motorului cu piston

motor transformă în energie mecanică circa 90 - 95% din căldura transformabilă, aspect evidenţiat de fig. 2.24, ceea ce constituie un alt avantaj major, faţă de alte motoare termice. Acest lucru este asigurat de faptul că pierderile cu adevărat proprii motorului sunt cele prin frecări, la care se adaugă cele necesare antrenării instalaţiilor auxiliare şi efectuării schimbului gazelor. Se poate astfel concluziona că, deşi din punct de vedere mecanic, motorul cu ardere internă cu piston, din cauza pierderilor reduse este o maşină aproape perfectă, dezavantajul major care apare însă este dat de intransigenţa legii de transformare a căldurii în energie mecanică, ceea ce atrage consumul său de combustibil crescut, în raport cu alte tipuri de unităţi energetice.

35

Capitolul 3

Parametrii indicaţi şi efectivi ai motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule rutiere

3.1. Parametrii indicaţi Lucrul mecanic indicat, Li, este lucrul mecanic dezvoltat într-un ciclu motor real şi reprezintă lucrul mecanic al diagramei de presiune indicate, exprimat în [J]. Acest lucru mecanic este proporţional cu aria considerată pozitivă a diagramei indicate, adică cu aria dczd din fig. 3.1. Pe diagramele reale această arie poate fi pusă în evidenţă prin planimetrare. Lucrul mecanic al diagramei de presiune joasă, aferent proceselor de schimbare a gazelor în motor, corespunzând ariei considerată negativă, sau lucrul mecanic de pompaj, se consideră inclus în consumul propriu de lucru mecanic al motorului, reflectându-se în randamentul mecanic. Presiunea medie indicată, pi, reprezintă lucrul mecanic indicat pe unitatea de volum a cilindrului; presiunea medie indicată este deci un lucru mecanic specific, fiind definită prin relaţia:

pi = Li / VS [MPa].

(3.1)

Aşa cum se sugerează în fig.3.1, într-o interpretare grafică, presiunea pi reprezintă înălţimea dreptunghiului cu suprafaţa egală cu aria pozitivă dczd şi lungimea VS. Spre deosebire de lucru mecanic indicat, care este un parametru cantitativ, presiunea medie indicată constituie un parametru calitativ, putând servi la compararea unor cicluri sau a unor motoare. Uzual, presiunea medie indicată pi se determină în două etape. Într-o primă etapă, în funcţie de tipul motorului, se determină presiunea medie indicată a ciclului de calcul nerotunjit, pe care o notăm cu p′i. Astfel, din diagrama ciclului teoretic, pusă în evidenţă în fig.3.2 se deduce, pe baza lucrului mecanic L′i al acestui ciclu, presiunea p′i, pentru: – ciclul mixt nerotunjit:

L'i = Lyz + Lzd − Lca ,

36

(3.2)

pi' =

pc λρ 1 1 1 [λz ( ρ − 1) + z (1 − nd −1 ) − (1 − nc −1 )] ε −1 δ ε nd − 1 nc − 1

(3.3)

– ciclul izocor nerotunjit, la care ρ = 1:

L'i = Lzd − Lca ,

p' i=

(3.4)

pc λ 1 1 1 [ z (1 − nd −1 ) − (1 − nc −1 )] ε − 1 nd − 1 ε nc − 1 ε

(3.5)

c

PMI

PME

PMI

PME

Fig. 3.2 Ciclul teoretic corectat în patru

Fig. 3.1 Reprezentarea lucrului mecanic

timpi

indicat în diagrama p–V a ciclului în patru timpi

Notaţiile utilizate în relaţiile de mai sus sunt descrise pe larg în Cap.5. În cea de a doua etapă se obţine presiunea medie indicată a ciclului rotunjit, adică a ciclului real, prin modularea valorii obţinute pentru presiunea p′i cu coeficientul φr. Astfel, rezultă:

pi = ϕ r p'i [MPa],

(3.6)

în care φr este coeficientul de rotunjire a diagramei şi poate avea, în funcţie de tipul motorului, următoarele valori:

37

MAS.......................................................................... 0,94 – 0,97; MAC ......................................................................... 0,92 – 0,95. Coeficientul de rotunjire a diagramei, numit şi coeficient de perfecţiune sau de plenitudine, se poate obţine şi ca raport între aria ciclului rotunjit (corectat) şi aria ciclului cvasiideal (necorectat), rezultate prin planimetrare, cu alte cuvinte ca raport între lucrul mecanic al ciclului de calcul rotunjit şi lucrul mecanic al ciclului de calcul nerotunjit. Valori orientative ale presiunii medii indicate exprimate în [MPa], pentru sarcină plină, în funcţie de categoria motorului sunt exemplificate mai jos: MAS, patru timpi .................................................. 0,6 – 1,2 [MPa] MAS, patru timpi forţate .................................... 1,6 – 1,9 [MPa] MAC, patru timpi, nesupraalimentate .................. 0,7 – 1,1 [MPa] MAC, patru timpi, supraalimentate .................. până la 2,2 [MPa]. Randamentul indicat, ηi, reprezintă raportul dintre lucrul mecanic indicat şi căldura introdusă în ciclu, respectiv căldura disponibilă a unităţii masice de combustibil. Acest randament caracterizează de fapt economicitatea ciclului real. În aceste condiţii, randamentul indicat se va defini ca raportul dintre lucrul mecanic indicat şi puterea calorică inferioară a combustibilului:

η i = Li / H i .

(3.7)

Pentru motoarele cu combustibili lichizi, considerând că fluidul proaspăt conţine numai aer:

ηi = 103 pi Lmin λ / H i ⋅ ρ 0,sηv ,

(3.8)

unde: pi [MPa]; Lmin [kg/kg comb]; Hi [kJ/kg comb], iar ρ0,s [kg/m3] este densitatea aerului; indicele „0” se referă la p0, T0, iar „s” la ps, Ts. Această relaţie indică dependenţa randamentului indicat de principalii parametri ce caracterizează funcţionarea motorului, adică λ, ηv, Lmin. Valorile randamentului indicat pentru motoarele de automobile şi tractoare sunt cuprinse între următoarele limite: MAS.......................................................................... 0,26 – 0,35 MAC ......................................................................... 0,38 – 0,50.

38

Spre deosebire de lucrul mecanic indicat, care constituie un parametru cantitativ al ciclului de funcţionare al motorului, randamentul indicat reprezintă un parametru calitativ, el putând servi la compararea unor tipuri sau soluţii energetice diferite de motoare. Randamentul relativ, simbolizat prin ηr se defineşte ca raportul dintre lucrul mecanic indicat, Li şi lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc:

η r = Li Lc ,

(3.9)

şi sugerează gradul de perfecţiune al ciclului real al motorului, comparativ cu ciclul său teoretic. Randamentul ciclului teoretic, notat ηt, se defineşte ca raportul dintre lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc şi cantitatea de căldură introdusă în ciclu, Ql , corespunzătoare unităţii de masă a combustibilului:

ηt = Lc Ql

(3.10)

şi constituie un criteriu de apreciere a eficienţei economice a motorului. Pe de altă parte, din analiza termodinamică, efectuată în Cap.5, se poate stabili că randamentul ciclului teoretic mixt, ca un caz general, este dat de relaţia:

λz ⋅ ρ k − 1 1 ηt m = 1 − ⋅ k −1 λ z − 1 + kλz (ρ − 1) ε

(3.11)

unde k este exponentul adiabatic al aerului, considerat fluid motor, în cazul ciclului teoretic. Se observă că randamentul indicat se va putea exprima prin produsul:

η i = η t ⋅η r .

(3.12)

În regim nominal randamentul relativ ia valori în intervalul 0,5 ,..., 0,8 [17]. Puterea indicată, Pi, este puterea corespunzătoare lucrului mecanic indicat al ciclului. Ea are expresia generală:

Pi =

piVS ni [ kW], 30τ

când pi este exprimată în [MPa] , VS în [dm3] şi n în [rpm]. Pentru motoarele în patru timpi relaţia devine, în mod evident, Pi = piVS ni 120 [kW] . 39

(3.13)

Cu titlul de observaţie se menţionează că dacă presiunea pi se introduce în [kgf/cm2], puterea indicată Pi se va obţine în [CP], ca unitate de măsură tolerată, relaţia (2.75) fiind în acest caz de forma:

Pi =

piVS ni [CP] . 225 ⋅τ

(3.14)

Momentul motor indicat, Mi, este momentul corespunzător puterii indicate a motorului, la o anumită turaţie, adică:

M i = 9550

Pi [N⋅m] , n

(3.15)

unde Pi este exprimată în [kW] iar n în [rpm]. Dacă Pi se introduce în [CP], momentul indicat se va obţine în [kgf ⋅m], conform relaţiei:

M i = 716,2

Pi [kgf⋅m]. n

(3.16)

Consumul specific indicat, ci, reprezintă consumul de combustibil al motorului, raportat la unitatea de putere indicată şi are următoarea formă de exprimare generală:

ci = 103

Ch [g/kWh], Pi

(3.17)

unde Ch este consumul orar de combustibil al motorului, adică consumul de combustibil în unitatea de timp, măsurat în [kg/h]. Întocmai randamentului indicat, consumul specific indicat reprezintă un parametru calitativ care pune în evidenţă gradul de perfecţiune al soluţiei energetice adoptate pentru motorul proiectat. În cazul utilizării combustibililor lichizi, consumul specific indicat se poate determina cu una dintre relaţiile următoare:

ci = 3,6 ⋅ 10 6 /(η i H i ) , sau ci = 3,6 ⋅10 4 ρ 0,sηv /( pi λLmin ) [g/kWh]

(3.18)

Valorile medii ale consumului specific indicat, sunt cuprinse între următoarele limite, în funcţie de tipul motorului:

40

MAS.......................................................................... 235 – 320 [g/kWh] MAC ......................................................................... 170 – 230 [g/kWh]. 3.2. Parametrii efectivi Lucrul mecanic efectiv, Le, este lucrul mecanic cedat consumatorului de către un cilindru al motorului, pe durata unui ciclu de funcţionare, măsurat în [J]. În aceste condiţii, la cuplajul de legătură dintre arborele cotit al motorului şi utilizator se va măsura lucrul mecanic efectiv dezvoltat de către toţi cilindrii, adică i⋅Le. Trebuie menţionat că ansamblul mărimilor măsurate la arborele motor, la nivelul cuplajului de legătură cu consumatorul, reprezintă mărimile efective ale motorului, pe când cele măsurate în cilindru sunt mărimi indicate, aşa cum se sugerează [17] pe schema din fig. 3.3. Lucrul mecanic disponibil pentru consumator la nivelul arborelui cotit este evident mai mic decât lucrul mecanic indicat, Fig. 3.3 Schiţă pentru definirea deoarece motorul consumă o parte mărimilor indicate şi efective din lucrul mecanic dezvoltat în cilindru pentru învingerea rezistenţelor interioare, determinate în principal de antrenarea instalaţiilor auxiliare, de frecarea mecanică între suprafeţele în mişcare relativă, de frecarea gazodinamică dintre fluidul motor şi organele componente, de schimbul de gaze, ş.a. Presiunea medie efectivă, pe, se defineşte, împreună cu celelalte mărimi efective, prin analogie cu parametrii indicaţi. Astfel, presiunea medie efectivă, reprezintă lucrul mecanic furnizat de motor, adică lucrul mecanic efectiv, pe unitatea de cilindree şi se exprimă prin relaţia:

pe = Le / VS [MPa],

(3.19)

în care Le se introduce în [kJ] iar VS în [dm3]. Dacă lucrul mecanic corespunzător rezistenţelor proprii ale motorului se notează cu Lrp, atunci se poate stabili relaţia Le = Li − Lrp , din care se deduce diferenţa de presiuni medii:

41

pe = pi − prp

[MPa],

(3.20)

unde prp este presiunea medie a rezistenţelor proprii (de fapt lucrul mecanic specific al rezistenţelor proprii), compusă din presiunea medie de frecare pf necesară învingerii frecărilor dintre organele motorului, presiunea medie de antrenare pant a instalaţiilor şi dispozitivelor auxiliare şi presiunea medie de pompaj, corespunzătoare lucrului mecanic de pompaj. Informativ, presiunea p f = (0,6 − 0,75) p rp , iar pant = (0,25 − 0,3) prp . Presiunea medie de pompaj pentru motoarele în patru timpi nesupraalimentate se poate calcula p gaz = ϕ gaz ( pr − pa ) [MPa], unde φgaz este un coeficient care depinde de regimul de sarcină şi turaţie al motorului şi care pentru motoarele de automobile şi tractoare are valori cuprinse între 0,75 ,…, 0,9. Pentru calculul global al presiunii p rp [MPa] se pot folosi următoarele relaţii empirice, în funcţie de tipul şi caracteristicile motorului [5, 6]: − MAS cu un număr de cilindri până la i = 6 şi ψ >1, ψ ≤1,

prp = 0,049 + 0,0152 ⋅ wp [MPa],

prp = 0,034 + 0,0113 ⋅ w p [MPa],

(3.21) (3.22)

− MAS cu i = 8 cilindri şi ψ < 1 ,

prp = 0,039 + 0,0132 ⋅ w p [MPa],

(3.23)

− MAC în patru timpi cu cameră de ardere unitară:

prp = 0,089 + 0,0118 ⋅ wp [MPa],

(3.24)

− MAC cu camera de turbulenţă

prp = 0,089 + 0,0135 ⋅ w p [MPa],

(3.25)

− MAC cu cameră de precombustie:

prp = 0,103 + 0,0153 ⋅ w p [MPa],

(3.26)

− MAC în patru timpi semirapide pentru care n = 400 – 600 [rpm] şi wp = 6,5 , …, 8,5 [m/s], au presiunea p rp ≅ 0,154 ,…, 0,2 [MPa];

42

− MAC în doi timpi lente, cu destinaţie navală, pentru wp = 6 ,…, 7 [m/s], au presiunea p rp ≅ 0,116 – 0,134 [MPa]; în acelaşi timp se poate utiliza [6] şi relaţia:

prp = 0,035 + 0,040 w p [MPa],

(3.27)

În cadrul acestor expresii, wp semnifică viteza medie a pistonului, definită anterior prin relaţia (2.6). În mod curent, valorile presiunii medii efective p e , la sarcină nominală variază între limitele: MAS în patru timpi.................................................. 0,60 – 1,10[MPa] MAS în patru timpi forţate ...................................... până la 1,3 [MPa] MAC în patru timpi nesupraalimentate.................. 0,55 – 0,85[MPa] MAC în patru timpi supraalimentate...................... până la 2,0 [MPa]. Alte categorii de motoare: MAC in doi timpi rapide.......................................... 0,40 – 0,75 [MPa] MAC în patru timpi semirapide supraalimentate... 1,40 – 2,0 [MPa] MAC in doi timpi supraalimentate.......................... 0,85 – 1,3 [MPa]. Tendinţa actuală este de creştere a presiunii medii efective la MAC supraalimentate în patru timpi, rezultând valori ale presiunii pe ce pot fi cuprinse între 2,5 ,…, 3,5 [MPa]. Randamentul mecanic, ηm, se defineşte ca raport între Le şi Li, adică η m = Le Li . În acelaşi timp se pot utiliza şi relaţiile derivate:

η m = pe / pi sau η m = 1 − p rp / pi , p e = η m pi

[MPa],

(3.28)

La turaţie constantă şi sarcină variabilă, ηm creşte odată cu sarcina, în timp ce la mers în gol, η m = 0. În cazul funcţionării la sarcină constantă ( Me = const, Pe = const) şi turaţie variabilă, randamentul ηm scade cu creşterea turaţiei. Valorile randamentului mecanic pentru regim nominal sunt cuprinse, în principiu, între limitele de mai jos: MAS în patru timpi.................................................. 0,7 – 0,9 MAC în patru timpi nesupraalimentate.................. 0,70 – 0,82 MAC în patru timpi supraalimentate...................... 0,8 – 0,9

43

MAC semirapide în patru timpi la care n = 400 – 600 [rpm], wp = 6,5 – 8,5 [m/s] şi pe = 1,4 – 2,0 [MPa]........................................0,89 – 0,9 Puterea efectivă este puterea disponibilă la arborele motorului, cu alte cuvinte reprezintă puterea transmisă de arborele motor consumatorului; ea este egală cu diferenţa dintre puterea indicată şi puterea consumată pentru învingerea rezistenţelor proprii:

Pe = Pi − Prp [kW] sau, Pe = η m Pi [kW].

(3.29)

Prin înlocuire se obţine o expresie similară puterii indicate, adică:

Pe =

peVS ni [kW]. 30τ

(3.30)

când pe este exprimată în [MPa] , VS în [dm3] şi n în [rpm]. Dacă presiunea pe se introduce în [kgf/cm2], puterea efectivă se va obţine în [CP], ca unitate de măsură tolerată, relaţia (2.92) fiind în acest caz de forma:

Pe =

peVS ni [CP] . 225 ⋅τ

(3.31)

Ţinând seama de relaţia (2.71) se exprimă pi şi apoi, prin analogie, pe , care introdus în relaţia (2.92) permite exprimarea puterii efective sub o formă mai detaliată, adică:

Pe =

Vs ⋅ n ⋅ i H ⋅ 3 i ρ 0,Sηvηiηm [kW]. 30τ 10 λLmin

(3.32)

În proiectare se preferă uneori exprimarea puterii efective a motorului în funcţie de viteza medie a pistonului, wp. Folosind relaţiile (2.6) şi (3.30) rezultă următoarea relaţie:

Pe = 10 −3 ⋅

πD 2 ⋅ i ⋅ w p [kW]. 4τ

(3.33)

Acest mod de exprimare sugerează că, pentru aceleaşi condiţii constructive, puterea efectivă creşte la mărirea lui wp, ceea ce argumentează tendinţa generală în construcţia de motoare, de mărire a vitezei medii a pistonului. În mod normal însă, în proiectarea motoarelor, atunci când puterea

44

efectivă şi numărul de timpi sunt definiţi, pot apărea două tendinţe [19], şi anume: realizarea unui motor cu viteza wp mare, ceea ce asigură posibilitatea reducerii ariei suprafeţei totale a pistoanelor, Σ P = i (πD 2 4) şi a realizării, implicit, a unui motor compact, cu un consum redus de material metalic; pe de altă parte însă, frecarea şi uzura fiind proporţionale cu wp, soluţia implică diminuarea duratei de serviciu a motorului; realizarea unui motor cu durabilitate crescută prin adoptarea unei viteze wp reduse, soluţie care implică însă o creştere a consumului de material. Prima dintre aceste două soluţii se recomandă în cazul motoarelor de autoturism, pe când cea de a doua se recomandă în cazul motoarelor de autocamion sau autobuz. Momentul motor efectiv, Me, se determină cu relaţia:

M e = 9550

Pe [ N m] n

(3.34)

Pentru unităţi de măsură tolerate se introduce Pe în [CP], astfel încât momentul efectiv va fi calculabil conform relaţiei:

M e = 716,2

Pe [kgf⋅m]. n

(3.35)

Randamentul efectiv, ηe, este definit prin relaţia:

η e = Le / H i ,

(3.36)

Le [kJ/kg comb.] fiind lucrul mecanic efectiv, raportat în acest caz la 1 kg de

combustibil. Din expresia de definiţie a randamentului efectiv, (3.36), folosind relaţiile (3.9), (3.10) şi (3.12) se deduce:

ηe = ηiηm = ηtηrηm

(3.37)

Pentru combustibilii lichizi expresia randamentului efectiv devine:

ηe = 103 pe Lmin λ /( H i ρ 0,sηv ) , în care pe [MPa], ceilalţi termeni având semnificaţia din relaţia (3.8). Valori uzuale ale lui η e , pentru regim nominal sunt indicate mai jos: MAS, în patru timpi................................................. 0,25 – 0,33 MAC în patru timpi, rapide ..................................... 0,27 – 0,41 45

(3.38)

MAC în patru timpi, rapide (D aria (m c″ z″ n m); cum însă aceste arii sunt proporţionale cu cantităţile de căldură introduse prin transformările c′ - z′ şi c″ - z″ , adică cu q1′, respectiv cu q1″, evident vom avea: q1 ′ > q1 ″

(5.24)

Pe de altă parte, cedarea de căldură se face, pentru ambele cicluri, de-a lungul transformării d – a, ariile corespunzătoare fiind comune şi deci egale, astfel încât cantităţile de căldură q2′ şi q2″ vor fi, la rândul lor egale: q 2 ′ = q2 ″

(5.25)

Cum însă randamentul termic al unui ciclu teoretic are expresia generală:

ηt = p

q1 − q2 q = 1− 2 q1 q1

(5.26)

randamentele celor două cicluri analizate vor fi:

η 't = 1 − p

q '2 q '1

şi η "t p = 1 −

q "2 q "1

(5.27)

În condiţiile date, relaţia care se stabileşte între randamente este:

η 't

p

>

70

η "t

p

(5.28)

ceea ce arată că, în acest prim caz analizat, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare depinde în mod direct de raportul volumetric de comprimare, el crescând odată cu majorarea lui acestuia. Cazul b) pune în discuţie două cicluri, conţinute, de asemenea în ambele tipuri de coordonate, în fig. 5.8 a, b şi obţinute pe baza condiţiilor stipulate, traduse prin următoarele relaţii între parametrii definitorii ai configuraţiei lor:

ε '=ε"

şi

ρ '> ρ"

(5.29)

Fig. 5.8 a, b Cicluri teoretice izobare obţinute în conformitate cu cazul b)

Printr-un raţionament similar cazului precedent se obţine din nou condiţia suplimentară: q1 ′ > q1 ″

(5.30)

completată însă cu o altă inegalitate, adică: q2 ′ > q2 ″

(5.31)

deoarece aria (m a d′ n′ m) > aria (m a d″ n″ m). În aceste condiţii, odată cu variaţia cantităţii de căldură q1 se modifică şi cantitatea de căldură q2, astfel încât, în cadrul acestui tip de ciclu, la creşterea în decursul unei transformări izobare, a cantităţii de căldură q1, cantitatea de căldură q2 se modifică după izocoră, înregistrând din acest motiv o creştere mai accentuată. În consecinţă, raportul q2/q1 nu rămâne constant, ca în cazul precedent, ci se majorează, ceea ce atrage o relaţie între randamente de tipul:

71

η 't

p

< η "t p

(5.32)

În concluzie, la creşterea raportului de destindere prealabilă ρ, atunci când raportul volumetric de comprimare ε rămâne constant, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare scade. Pentru cel de al treilea caz, cazul c), condiţiile enunţate se vor pune sub forma:

ε ' > ε ''

şi

ρ ' < ρ ''

(5.33)

Fig. 5.9 a, b Cicluri teoretice izobare obţinute în conformitate cu cazul c)

ceea ce conduce la ciclurile din fig. 5.9 a, b. Drept condiţie suplimentară se introduce egalitatea: q1 ′ = q1 ″ (5.34) Pe de altă parte, aria (m a d′ n′ m) < aria (m a d″ n″ m), ceea ce conduce la o relaţie între cantităţile de căldură cedate, la nivelul acestor cicluri, de tipul următor: q 2 ′ < q2 ″ (5.35) Având în vedere relaţiile de definiţie ale randamentelor celor două cicluri se obţine:

η 't

p

> η "t p

(5.36)

Se menţionează că această inegalitate nu se menţine însă pentru toate relaţiile dintre cantităţile de căldură introduse în ciclu. În fig. 5.10 se redă, în mod sintetic, variaţia randamentului termic al acestui tip de ciclu, în funcţie de raportul volumetric de comprimare ε, pentru 72

diverse valori ale raportului de destindere prealabilă ρ, considerându-se valoarea exponentului adiabatic, k = 1,35 [10].

Fig. 5.10 Variaţia randamentului termic al ciclului cu presiune constantă în funcţie de raportul volumetric de comprimare pentru diverse valori ale raportului de destindere prealabilă ρ

5.7.3. Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare Această categorie de motoare, prezintă o importanţă deosebită, deoarece ea include motoarele Diesel pentru autovehicule rutiere, pentru tractoare şi maşini agricole, precum şi motoare pentru maşini şi utilaje de construcţii , etc., concluziile obţinute în urma studiului putând fi deosebit de utile în vederea proiectării şi optimizării lor. Analizând expresia randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare,

ηt = 1 − m

λz ρ k − 1 1 . k −1 λz − 1 + k λz ( ρ − 1) ε

(5.37)

se constată că, dacă se consideră constant exponentul adiabatic, k, atunci valoarea randamentului depinde de trei factori şi anume de rapoartele ε, λz şi ρ, care constituie, de fapt, caracteristici ale ciclului. Posibilele modificări ale condiţiilor de evoluţie din acest ciclu teoretic conduc, în esenţă, la trei cazuri care prezintă interes pentru studiul teoretic. Aceste situaţii vor fi, pe scurt, grupate astfel:

73

a) modificarea raportului volumetric de comprimare ε, valoarea parametrilor λ z şi ρ rămânând constantă; b) menţinerea constantă a raportului volumetric de comprimare ε, modificându-se valoarea parametrilor λz şi ρ; c) modificarea simultană atât a raportului volumetric de comprimare ε, cât şi a parametrilor λz şi ρ. Ca o condiţie suplimentară, în cazurile b) şi c), când se modifică valoarea parametrilor λz şi ρ se va considera şi invarianţa cantităţii de căldură introduse în ciclu, adică q1 = const. Cazul a) este unul dintre cele mai interesante pentru studiu, deoarece concluziile care se desprind sunt de utilitate practică. Condiţiile acestui caz se transcriu sintetic astfel:

ε′ ≠ ε″ ≠ ε′″...;

λz′ = λz″ = λz′″ ...;

ρ′ = ρ″ = ρ′″...;

(5.38)

Pe aceste baze se construiesc două cicluri, redate în ambele tipuri de coordonate în fig. 5.11 a, b, ai căror parametri de configuraţie îndeplinesc relaţiile de mai jos, adică: ε′ > ε″ ; λz′ = λz″ ; ρ′ = ρ″; (5.39)

Fig. 5.11 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul a)

Ariile reprezentative din diagrama T, S, conduc în mod facil la următoarea observaţie, relativ la cantităţile de căldură schimbate în cadrul ciclului:

q1′ > q1″

şi

74

q2′ = q2″

(5.40)

În condiţiile stabilite, pe baza relaţiilor de definiţie a randamentelor termice a celor două cicluri, se obţine:

η 't

m

> η "tm

(5.41)

ceea ce arată că în acest caz de studiu, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare, variază în acelaşi sens cu raportul volumetric de comprimare ε, adică la creşterea lui ε, când valoarea parametrilor λz şi ρ rămâne constantă, randamentul termic creşte. Se menţionează, cu titlu de observaţie, că această dependenţă se menţine chiar şi cu modificarea parametrilor λz şi ρ, dar cu o relaţie între cantităţile de căldură introduse, q1, care să asigure în permanenţă constanţa cantităţilor de căldură q2, adică q2 = const. În acest caz, condiţiile de legătură se pot rezuma la:

ε′ > ε″> ε″′

şi

q2′ = q2″ = q2″′

(5.42)

Cazul b) este un caz tipic motoarelor Diesel, el referindu-se practic, la situaţia când pentru acelaşi raport volumetric de comprimare se studiază influenţele care apar la modificarea celorlalţi doi parametri caracteristici ai ciclului, λz şi ρ, ajungându-se la concluzii extrem de interesante, care în final, pun de fapt bazele studiului comparativ al ciclurilor teoretice uzuale. Condiţiile definitorii ale acestui caz se pot pune sub forma:

ε′ = ε″ = ε′″...;

λz′″ < λz′ < λz″ ...;

ρ′″ > ρ′ > ρ″ ...; (5.43)

cu respectarea însă a condiţiei suplimentare, menţionate mai sus, care apare în acest caz şi anume: q1′ = q1″ = q1″′

(5.44)

Trecându-se la reprezentări, aceste condiţii sunt satisfăcute de trei cicluri, corespunzând celor din fig. 5.12 a, b. La nivelul diagramelor aferente acestor cicluri, compararea ariilor corespunzătoare conduce la următoarea relaţie între cantităţile de căldură cedate: q2″ < q2 ′ < q2″′ ,

(5.45)

de unde rezultă, la nivelul randamentelor termice, inegalitatea:

η "t

m

>

η 't

m

75

>

η '''t

m

(5.46)

Astfel, în acest al doilea caz analizat se pune în evidenţă faptul că atunci când se menţine constant raportul volumetric de comprimare ε, modificându-se valoarea parametrilor λz şi ρ, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare, variază în acelaşi sens cu λz şi în sens invers cu ρ.

Fig. 5.12 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul b)

Aşa cum s-a arătat, această concluzie este deosebit de utilă în studiul comparativ al ciclurilor teoretice uzuale. Cu ajutorul fig. 5.12 a se pune în evidenţă că modificarea parametrilor λz şi ρ poate conduce la transformarea ciclului teoretic mixt într-unul dintre cele două cicluri teoretice uzuale, studiate anterior, aşa cum de altfel, s-a arătat în cadrul paragrafelor 5.6.1. şi 5.6.2. Astfel, ciclul teoretic mixt devine, la limită, fie ciclu izocor, dacă ρ = 1, fie ciclu cu introducere de căldură la presiune contantă, adică ciclu izobar, dacă λz = 1. Într-o astfel de interpretare, relaţia randamentelor devine, la limită:

ηt

v

>

ηt

m

>

ηt

p

,

(5.47)

condiţiile iniţiale transformându-se corespunzător, adică :

εv = εm = εp

şi

q1v = q1m = q1p

(5.48)

Influenţa simultană a celor doi parametri, λz şi ρ asupra randamentului termic al ciclului teoretic mixt, când raportul volumetric de comprimare ε şi cantitatea de căldură introdusă în ciclu, q1, se menţin constante este reprezentată în fig. 5. 13. Se menţionează, că din punct de vedere analitic, această influenţă 76

se exprimă printr-o relaţie de dependenţă între randamentul termic, ηt şi parametri λz şi ρ, care ţine seama şi de faptul că distribuţia căldurii între procesul de introducere izocor şi procesul de introducere izobar, poate fi diferită (q1 = q1v + q2p = const.).

Fig. 5. 13 Influenţa simultană a celor doi parametri, λz şi ρ asupra randamentului termic al ciclului teoretic mixt

Cazul c) are în vedere modificarea simultană a celor trei caracteristici ale ciclului, cu aplicarea criteriului referitor la constanţa cantităţii de căldură introduse. Aceste aspecte se redau prin următorul şir de condiţii: ε′ ≠ ε″ ≠ ε′″...; λz′ = λz″ = λz′″ ...; ρ′ = ρ″ = ρ′″...; (5.49)

q1′ = q1″ = q1″′

(5.50)

Două dintre posibilele cicluri teoretice mixte care respectă aceste condiţii sunt reprezentate în fig. 5.14, relaţiile între parametrii fiind:

ε′ > ε″ ;

λ z′ < λ z″ ;

ρ′ < ρ″

şi q1′ = q1″

(5.51)

Aşa cum se observă, aria (m a d′ n′ m) < aria (m a d″ n″ m), ceea ce implică q2′ < q2″

(5.52)

şi, în final:

η 't

m

77

>

η ''t

m

(5.53)

Fig. 5.14 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul c)

Relativ la acest al treilea caz, se concluzionează că modificarea simultană a parametrilor ε, λz şi ρ, cu menţinerea constantă a cantităţii de căldură q1, determină o variaţie a randamentului termic în acelaşi sens cu raportul volumetric de comprimare ε şi sens invers cu cei doi parametri λz şi ρ [18, 45]. 5.8. Comparaţii între ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu ardere internă cu piston Studiul ciclurilor teoretice se completează cu o analiză comparativă a lor, având drept scop stabilirea ciclurilor, corespunzătoare unor motoare existente, care, în anumite condiţii determinate, asigură cel mai bun randamentul termic. În acelaşi timp, prin această analiză se stabilesc şi soluţiile optime pentru mărirea randamentului termic. Cu alte cuvinte, prin analiza comparativă a ciclurilor teoretice se poate pune în evidenţă care tip de motor transformă mai avantajos căldura în lucru mecanic, în anumite condiţii de funcţionare. Aceste concluzii pot fi extinse la nivelul motoarelor reale, cu rezerva impusă însă de ipotezele simplificatoare introduse la transformarea ciclului real în ciclu teoretic echivalent. Tocmai din acest motiv, o astfel de analiză trebuie făcută în cadrul unor criterii care să determine complet configuraţia ciclurilor şi să asigure calculul randamentului termic. Criteriile de comparaţie introduse trebuie să reflecte cât mai exact condiţiile reale de funcţionare ale motoarelor, ţinând seama şi de factorii care se iau în consideraţie la proiectarea lor. Având în vedere dependenţa pronunţată a randamentului termic de valoarea raportului volumetric de comprimare, acesta poate fi considerat factorul principal la formularea criteriilor de comparaţie între cicluri. În cadrul acestui principal criteriu se disting două grupe de criterii de comparaţie şi anume:

78

A. Grupa de criterii caracterizare prin egalitatea rapoartelor volumetrice ale ciclurilor care se compară,

εv = εm = εp

(5.54)

B. Grupa de criterii caracterizate prin valori diferite ale rapoartelor volumetrice aparţinând ciclurilor care se compară,

εv ≠ εm ≠ εp

(5.55)

Pentru criteriile din grupa A se adaugă suplimentar o serie de condiţii, dintre acestea reţinându-se cea mai relevantă şi anume aceea ca ciclurile comparate să evolueze între aceleaşi adiabate. Cu aceste criterii şi condiţii se construiesc cele trei cicluri din fig.5. 15 a, b. Cum aria (m a d n m) este comună acestor cicluri, cantităţile de căldură cedate sunt egale între ele, adică:

q2v = q2m = q2p

(5.56)

Pe altă parte, compararea ariilor aferente cantităţilor de căldură introduse în cele trei cicluri, conduce la următoarea relaţie între acestea:

q1p < q1m < q1v ,

(5.57)

astfel încât, în final, relaţia între randamentele termice ale acestor cicluri este:

ηt > ηt > ηt v

m

p

Fig.5. 15 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei A 79

(5.58)

Se poate astfel concluziona că, în situaţia funcţionării cu aceeaşi valoare a raportului volumetric de comprimare, dintre ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu piston, ciclul izocor are cel mai bun randament termic, fiind urmat apoi de ciclul mixt şi de ciclul izobar. Pe de altă parte, compararea randamentelor termice, în ipoteza că rapoartele volumetrice de comprimare sunt aceleaşi are însă un caracter artificial, deoarece motoarele care funcţionează după aceste cicluri au rapoarte mult diferite; în acest sens este suficient să se facă referire la motorul cu aprindere prin comprimare, al cărui avantaj major este conferit tocmai de faptul că admite rapoarte volumetrice de comprimare mai mari Din acest motiv sunt mai raţionale criteriile din grupa B, în cadrul cărora, pentru a exprima condiţii cât mai reale se va impune ca relaţia dintre rapoartele volumetrice ale ciclurilor care se compară să fie:

εp > εm > εv

(5.59)

Aceste criterii sunt completate cu mai multe condiţii, dintre care cea mai semnificativă, în contextul acestei analize termodinamice se va considera aceea prin care temperaturile maxime şi presiunile maxime ale ciclurilor sunt aceleaşi, adică:

εp > εm > εv ; Tmax p = Tmax m = Tmax v ; pmax p = pmax m = pmax v , (5.60) condiţii care sunt îndeplinite de ciclurile reprezentate în cele două tipuri de coordonate, p, V şi T, S, în fig. 5.16 a, b.

Fig. 5.16 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei B

80

Analiza acestor cicluri indică clar următoarele relaţii între cantităţile de căldură schimbate:

q2p = q2m = q2v

şi

q1p > q1m > q1v

(5.61)

astfel încât, randamentele lor termice, la rândul lor, vor fi:

ηt > ηt > ηtv p

m

(5.62)

Astfel, în acest caz de comparaţie, considerând aceleaşi temperaturi şi aceleaşi presiuni maxime ale ciclurilor puse în discuţie, randamentul termic cel mai bun îl va avea ciclul cu raportul volumetric de comprimare cel mai mare, adică ciclul izobar, succedat de ciclul mixt şi de cel izocor. Având în vedere că presiunea maximă şi temperatura maximă a ciclurilor, constituie criterii determinante şi în activitatea de proiectare a motoarelor, vizându-se în special dimensionarea şi verificarea organelor mecanismului motor, apare raţional ca, dintre cele două criterii puse în discuţie să se utilizeze ca bază de comparaţie, mai ales acest ultim criteriu.

81

Capitolul 6

Studiul procesului de admisie al motoarelor cu ardere internă cu piston în patru timpi

6.1. Generalităţi Procesele care se desfăşoară în motoarele reale au un caracter complex datorită schimbului permanent de căldură cu mediul exterior, datorită modificărilor calitative şi cantitative ale fluidului de lucru şi datorită duratei extrem de reduse în care se produc. Concluziile obţinute pe baza studiului ciclurilor teoretice au un caracter limitat, exprimând doar influenţa unui număr restrâns de factori asupra economicităţii lor. În studiul real se iau însă în consideraţie factori numeroşi şi diverşi care au influenţă asupra proceselor de lucru. Procesele reale se studiază într-o ordine care are în vedere succesiunea lor normală cât şi condiţionarea lor reciprocă, adică: admisia, evacuarea, comprimarea, arderea şi destinderea. 6.2. Admisia normală la motoarele în patru timpi Deoarece variaţiile de presiune din cilindri, corespunzătoare proceselor de schimb de gaze sunt reduse în raport cu presiunea atmosferică, dacă se ridică diagrama indicată a întregului ciclu ele nu apar. De aceea este necesar ca variaţiile de presiune în cursele de admisie şi evacuare să fie urmărite la o altă scară decât cea a diagramei ciclului. În acest caz, presiunile ridicate corespunzătoare proceselor de comprimare, ardere şi destindere ies din câmpul diagramei. Desfăşurarea procesului real al umplerii poate fi urmărită totuşi cu ajutorul diagramei indicate (ciclul real – partea de umplere), analizându-se însă numai partea inferioară care se numeşte şi diagrama de pompaj. În acest scop se stabilesc corespondenţele dintre presiunea p din cilindru, viteza Wa de curgere a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie şi viteza Wp a pistonului în fiecare moment al procesului de admisie. Din fig. 6.1 se observă că viteza Wa a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie urmăreşte variaţia vitezei pistonului Wp cu un anumit decalaj, chiar dacă supapa de admisie se află deja deschisă, umplerea începe cu întârziere faţă de începutul cursei de admisie; acest decalaj, notat cu ∆x, (deci între punctul r şi 82

punctul î.a.) se datorează, pe de o parte, faptului că admisia nu poate începe atât timp cât presiunea p din cilindru este superioară presiunii pca din colectorul de admisie şi, pe de altă parte inerţiei coloanei de fluid din colector care trebuie pusă în mişcare. De asemenea, umplerea se termină cu întârziere faţă de sfârşitul cursei de admisie. Acest decalaj, notat cu ∆x” dintre sfârşitul deplasării pistonului în cursa către PME notat cu a şi momentul din cursa inversă când încetează pătrunderea încărcăturii proaspete, notat cu s.a. se datorează atât unei diferenţe favorabile de presiuni cât şi inerţiei coloanei de fluid care se află în mişcare în colectorul de admisie. Evident, continuarea procesului de umplere după terminarea cursei către PME şi începerea cursei inverse, este posibilă numai în condiţia menţinerii deschise a supapei de admisie. Fig. 6.1 Evoluţia parametrilor procesului de Dependenţa dintre umplere prin intermediul diagramei de pompaj presiunea p din cilindru şi viteza Wa de curgere a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie este inversă în sensul că variaţia vitezei de intrare a încărcăturii conduce la o variaţie în sens invers a presiunii din cilindru. De aceea, în zona în care Wa atinge un maxim, presiunea p înregistrează un minim [18, 45]. În ideea simplificării raţionamentelor legate de procesul umplerii, se adoptă o reprezentare grafică simplificată a procesului, considerându-se că presiunea p din cilindru rămâne constantă şi egală cu presiunea pa de la sfârşitul cursei de admisie. După trasarea liniei admisie la nivelul presiunii pa, prin rotunjire se obţine reprezentarea simplificată a umplerii, conform fig. 6.2. Considerând că presiunea gazelor din cilindru la sfârşitul umplerii normale este egală cu presiunea pa de la sfârşitul cursei de admisie (neglijând deci umplerea suplimentară, prin inerţie), experimental s-au obţinut următoarele valori pentru motoare în patru timpi: - MAS-uri la regim nominal: pa = (0,75,…, 0,95) p0; 83

- MAC-uri: • cu regim rapid: pa = (0,8,…,0,9) p0 • cu regim lent: pa = (0,85,…,0,95) p0

Fig. 6.2 Reprezentarea simplificată a procesului de admisie

În ceea ce priveşte temperatura de la sfârşitul umplerii, notată cu Ta, ea are valori cuprinse în următoarele limite: - MAS-uri: Ta = 340, … , 380 [K]; - MAC-uri: Ta = 320, … , 330 [K] Această încălzire a încărcăturii proaspete se datorează pe de o parte contactului cu suprafeţele calde din interiorul motorului, iar pe de altă parte amestecului cu gazele arse restante din ciclul precedent. Ea generează pierderea termică la umplere, notată cu δT şi definită prin raportul:

δT = Ta/T0

(6.1)

Analiza procesului de umplere conduce la concluzia că, în realitate, nu există o coincidenţă între deplasarea pistonului în cursa de admisie şi realizarea procesului umplerii; suprapunerea este numai parţială. Tocmai de aceea, comanda supapei de admisie trebuie făcută astfel ca deschiderea şi închiderea ei să nu se producă în punctele moarte ci în momente astfel alese încât să se asigure pătrunderea şi reţinerea în cilindru a unei cantităţi cât mai mari de încărcătură proaspătă. Supapa de admisie se deschide în general în avans faţă de PMI şi se închide întotdeauna după PME Aceste momente de deschidere sau de închidere ale supapei de admisie în raport cu punctele moarte, se numesc cotele de reglaj ale umplerii. Ele se exprimă în unghiuri de rotaţie ale arborelui cotit [°RAC]. Deschiderea supapei de admisie trebuie să se producă în momentul care asigură cele mai bune condiţii de intrare în cilindru a încărcăturii proaspete.

84

Condiţia necesară este ca în momentul î.a., în care presiunea p din cilindru devine inferioară presiunii pca din colectorul de admisie, deci pătrunderea încărcăturii proaspete devine posibilă, supapa de admisie să ofere trecerii gazelor o deschidere maximă. De aceea, mişcarea supapei trebuie să înceapă înaintea punctului î.a., ajungându-se chiar la situaţia deschiderii supapei înaintea PMI mărimea avansului se notează ∆d.s.a. şi este cu atât mai mare cu cât motorul este mai rapid. El este limitat de valoarea admisibilă a forţelor de inerţie a mecanismului de comandă. Închiderea supapei trebuie să se facă cu întârziere faţă de PME şi care se notează cu ∆î.s.a. Această întârziere este justificată pe porţiunea aa′ a cursei de comprimare, de diferenţa favorabilă de presiuni, presiunea p din cilindru fiind încă inferioară presiunii pca din colectorul de admisie, ceea ce este favorabil pătrunderii în cilindru a încărcăturii proaspete. Ulterior, umplerea se poate continua datorită inerţiei coloanei de gaz din colectorul de admisie. Umplerea inerţională este limitată în timp de efectul contrar al creşterii presiunii din cilindru; în aceste condiţii, închiderea supapei trebuie să se facă deci când cele două tendinţe se egalează. Ţinând seama de acestea, întârzierea posibilă la închiderea supapei de admisie va fi cu atât mai mare cu cât motorul este mai rapid. Cotele de reglaj ale umplerii trebuie alese astfel încât efectul lor favorabil să fie maxim. Dificultatea problemei constă în faptul că valorile necesare ale cotelor de reglaj sunt dependente de turaţia motorului, pentru fiecare regim de turaţie existând valori optime ale acestor cote. Pentru construcţii obişnuite de motoare normale, valorile cotelor de reglaj ale umplerii sunt cuprinse între limitele următoare: - avansul la deschiderea supapei de admisie:

αaa = 5, … , 60 [°RAC] - întârzierea la închiderea supapei de admisie:

αî.a. = 30 , … , 70 [°RAC] Observaţie: Valorile mari ale cotelor de reglaj corespund motoarelor cu turaţii mai ridicate. 6.3. Criterii de apreciere a eficienţei procesului de admisie Eficienţa procesului de umplere se apreciază prin cantitatea de încărcătură proaspătă efectiv reţinută în cilindrul motorului, notată cu G1, dar mai ales prin randamentul umplerii, care se notează cu ηV şi se defineşte ca raportul:

85

ηv =

G1 G0

(6.2)

unde: G0 este cantitatea de încărcătură proaspătă ce ar putea să fie reţinută în cilindrul motorului, în condiţiile unei umpleri optime, adică dacă ar umple volumul Vs la parametrii p0 şi T0. În această idee, G1 reprezintă cantitatea de încărcătură proaspătă efectiv reţinută în cilindrul motorului în condiţiile unei umpleri însoţite de pierderi gazo-dinamice, adică cantitatea ce umple volumul Vs având parametrii pa < p0 şi Ta > T0; Pe de altă parte, exprimând G0 = ρ0Vs şi G1 = ρ0Vs′, unde: Vs este volumul pe care îl poate ocupa încărcătura care ar pătrunde în cilindru în urma unei umpleri optime, adică în condiţiile conservării parametrilor de stare iniţiali, p0 şi T0; Vs′ este volumul pe care îl poate ocupa încărcătura proaspătă efectiv reţinută în cilindru, G1, dacă ar avea presiunea p0 şi temperatura T0, randamentul de umplere ηV devine:

ηv =

Vs ' Vs

(6.3)

deoarece Vs′ < Vs . Din acest motiv, ηv se mai numeşte şi coeficient de umplere sau randament volumetric; În acelaşi timp, ηv poate servi şi la comparaţia unor motoare diferite din punct de vedere al eficacităţii umplerii. Studiul proceselor reale trebuie să se refere, în final, la factorii care influenţează desfăşurarea lor. În continuare se va face o analiză, pe categorii, a factorilor care influenţează procesul de umplere din cadrul admisiei [45]. 6.4. Influenţe asupra admisiei normale la motoarele în patru timpi 6.4.1. Influenţa proprietăţilor încărcăturii proaspete a) Influenţa presiunii iniţiale a încărcăturii proaspete Prin presiune iniţială se înţelege presiunea încărcăturii proaspete la intrarea în supapa de admisie a motorului şi se consideră egală cu presiunea mediului înconjurător, p0. Se consideră că randamentul umplerii, ηv, nu se modifică la variaţiile presiunii iniţiale, p0, deoarece presiunea iniţială influenţează în măsură egală atât cantitatea G1 efectiv reţinută în cilindru, cât şi cantitatea maximă posibilă, a fi reţinută, G0.

86

Pe de altă parte însă, cantitatea de încărcătură proaspătă reţinută în cilindru G1 este influenţată de variaţiile presiunii iniţiale p0, care modifică densitatea ρ0 astfel încât:

G1 = ηV ⋅ G0 = ηV ⋅ ( ρ0 ⋅ Vs ) = Vs ⋅

p0 ⋅Vs ⋅ηV = const ⋅ p0 R ⋅ T0

(6.4)

Se constată astfel, că G1 variază deci direct proporţional cu p0. În acest mod se explică influenţa altitudinii asupra umplerii motorului şi deci asupra performanţelor sale, sau principiul precomprimării încărcăturii proaspete în vederea supraalimentării motorului. b) Influenţa temperaturii iniţiale a încărcăturii proaspete Prin temperatură iniţială se înţelege temperatura încărcăturii proaspete la intrarea în supapa de admisie a motorului, ea considerându-se egală cu T0. La creşterea temperaturii iniţiale T0, randamentul umplerii ηv creşte deoarece se reduc pierderile termice din procesul umplerii prin micşorarea gradului de preîncălzire a încărcăturii proaspete. Asupra cantităţii de încărcătură proaspătă G1, temperatura T0 are însă o influenţă mai complexă, ea acţionând prin intermediul lui ρ0 şi a lui ηv:

G1 = ηV ⋅ G0 = ηV ⋅ ρ ⋅0 Vs = const ⋅ ρ0 ⋅ηV

(6.5)

Astfel, la creşterea lui T0, densitatea iniţială ρ0 scade, iar randamentul umplerii ηv creşte; scăderea lui ρ0 este însă mai pronunţată decât creşterea lui ηv. De aceea, global, la creşterea lui T0, cantitatea de încărcătură proaspătă G1 scade. Aceste dependenţe sunt arătate în fig.6.3.

Fig. 6.3 Influenţa temperaturii iniţiale a încărcăturii proaspete

87

c) Influenţa dozajului încărcăturii proaspete Această analiză se va face considerând două situaţii, reprezentate în fig.6.4, şi anume: 1. combustibil cu căldură latentă de vaporizare mai mare; 2. combustibil cu căldură latentă de vaporizare mai mică Pentru combustibilul cu căldură latentă de vaporizare mai mare (1), pe perioada admisiei se consumă o cantitate de căldură mai mare, pierderile termice fiind din această cauză, mai mici şi deci ηv mai bun, faţă de situaţia utilizării unui combustibil cu căldură latentă de vaporizare mai mică (2). Un raţionament similar se poate extinde şi relativ la amestecuri de Fig. 6.4 Influenţa dozajului încărcăturii calităţi diferite. Astfel, când amestecul proaspete este bogat raţionamentul este identic cazului (1) de mai sus, deci pentru dozaje mai bogate umplerea se îmbunătăţeşte, faţă de situaţia alimentării cu un amestec mai sărac. d) Influenţa gazelor arse restante Prezenţa gazelor arse rămase în cilindru din ciclul precedent, influenţează în mod defavorabil umplerea, prin intermediul a două mecanisme. În primul rând, aceste gaze ocupă o parte din volumul cilindrului, care astfel nu mai este disponibil în totalitate pentru umplere. În al doilea rând, influenţa gazelor arse restante se manifestă prin încălzirea încărcăturii proaspete cu care acestea se amestecă în timpul procesului de umplere. Este însă o influenţă extrem de redusă. e) Influenţa conţinutului de umezeală Conţinutul de umiditate din atmosferică poate fi întâlnit sub formă de ceaţă sau sub formă de vapori de apă. Umiditatea prezentă sub formă de ceaţă, adică sub forma unei suspensii de picături fine, are efecte contradictorii asupra umplerii. Un prim efect şi anume acela de răcire locală care se datorează vaporizării picăturilor de apă. este favorabil umplerii, conducând la diminuarea pierderilor termice şi astfel la o ameliorare, într-o mică măsură a coeficientului de umplere.

88

În plus, efectul de răcire locală constituie un inhibitor al arderii detonante din cilindru. Pe de altă parte, prezenţa apei în cilindru conduce la micşorarea volumului disponibil, ceea ce conduce la o înrăutăţire a umplerii cu amestec. Acest din urmă efect este predominant şi deci, odată cu creşterea conţinutului de umezeală din aerul atmosferic, umplerea se înrăutăţeşte. Dacă apa este sub formă de vapori, înrăutăţirea umplerii este şi mai pronunţată. f) Influenţa vitezei de curgere a încărcăturii proaspete Viteza de curgere a încărcăturii proaspete influenţează umplerea prin modificarea cantitativă a pierderilor gazodinamice. Astfel, dacă viteza de curgere a încărcăturii proaspete creşte, pierderile gazo-dinamice cresc şi astfel umplerea se înrăutăţeşte, în sensul alterării progresive a valorilor coeficientului de umplere, aşa cum se sugerează în fig. 6.5.

Fig. 6.5 Influenţa vitezei de curgere

g) Influenţa turbulenţei din cilindru Turbulenţa din cilindrul motorului, majoritar, este creată la trecerea încărcăturii proaspete prin supapa de admisie. Apar astfel gradienţi de viteză la periferia jetului de curgere pe sub supapă. Diferenţele de viteză dintre fileurile de fluid, considerate în secţiuni transversale ale curentului constituie cauza principală a mişcării turbulente. Intensitatea turbulenţei este influenţată de mărimea turaţiei motorului; la creşterea turaţiei motorului, intensitatea turbulenţei creşte. Din punct de vedere al umplerii, turbulenţa este o pierdere. Efectul este însă secundar. Mai importantă este însă influenţa favorabilă în procesul de formare a amestecului, în special la motoarele Diesel. 6.4.2. Influenţa factorilor funcţionali Prin intermediul celor doi factori funcţionali, turaţia şi sarcina, se studiază modul în care funcţionarea motorului influenţează umplerea. În acest

89

scop se face o analiză a gradului în care cei doi parametrii condiţionează acest proces. a) Influenţa turaţiei motorului Această influenţă se analizează prin intermediul presiunii pa şi a randamentului umplerii ηv. Presiunea la sfârşitul procesului de admisie pa se modifică astfel: la creşterea turaţiei presiunea din cilindru scade. În fig. 6.6 se redau variaţiile presiunii din cilindru în timpul admisiei; curba r1 – a1 Fig. 6.6 Variaţia presiunii din cilindru la modificarea corespunde turaţiei turaţiei n1 > n2 căreia îi corespund curbele r2 – a2. Asupra randamentului umplerii, deşi aspectele sunt complexe, o influenţă predominantă o au pierderile gazo-dinamice astfel încât, în ansamblu, creşterea turaţiei conduce la micşorarea lui ηv aşa cum se arată în fig. 6.7. Observaţie: unei turaţii date îi corespund anumite faze optime de distribuţie. b) Influenţa sarcinii motorului

Fig. 6.7 Influenţa turaţiei motorului

Influenţa este determinată de modul în care se realizează variaţia sarcinii la turaţie constantă şi este prezentată în fig.6.8. La motoarele cu formarea amestecului în interior, la care există un reglaj calitativ, obţinut prin intermediul dozajului, variaţiile sarcinii nu influenţează sensibil asupra umplerii cilindrului. Totuşi, la creşterea sarcinii creşte temperatura gazelor arse restante, precum şi nivelul temperaturii suprafeţelor cu care vine în contact încărcătura proaspătă. De 90

aceea pierderile termice cresc, iar umplerea se înrăutăţeşte (deşi timpul de contact cu suprafeţele calde scade). La motoarele cu formarea amestecului în exterior, avem de-a face cu un reglaj al sarcinii de tip cantitativ. În acest caz variaţiile sarcinii vor afecta profund umplerea în sensul că, prin diminuarea sarcinii se obturează admisia şi umplerea cilindrului va fi incompletă. Din partea gazelor arse restante există aceeaşi influenţă negativă dar nesemnificativă.

Fig. 6.8 Influenţa sarcinii motorului asupra umplerii

6.4.3. Influenţa factorilor constructivi a) b) c) d) e) f)

Factorii constructivi care pot să influenţeze umplerea sunt grupaţi astfel: dimensiunile şi configuraţia traseului de admisie; dimensiunile cilindrului; arhitectura camerei de ardere; natura materialului pereţilor care limitează spaţiul destinat umplerii; cotele de reglaj ale umplerii; raportul volumetric.

a) Influenţa dimensiunilor şi configuraţiei traseului de admisie Sistemul de admisie intervine asupra umplerii influenţând pierderile gazodinamice şi termice. Aceste influenţe sunt proprii fiecărui tip de motor. Sistemul de admisie cel mai complex şi cu numeroase funcţiuni îl are motorul policilindric cu carburator. Pierderile gazo-dinamice introduse de sistemul de admisie sunt legate de dimensiunile, configuraţia şi starea suprafeţelor interioare ale sistemului. Configuraţia unui astfel de sistem de admisiune este prezentat în fig.6.9 alăturată [45].

91

În această configuraţie, pierderile locale de presiune, determinate de variaţiile secţiunii transversale ale sistemului precum şi de schimbările direcţiei de curgere a curentului de gaze, sunt sensibil mai mari decât pierderile liniare. Cea mai importantă pierdere de presiune, adică cca. 70,…,80% din pierderea totală, se produce la trecerea curentului de încărcătură proaspătă pe sub supapa de admisie. De aceea, de multe ori, ea se consideră unica pierdere gazodinamică din sistem. Pierderile termice introduse de sistemul de admisie sunt Fig. 6.9 Influenţa dimensiunilor şi condiţionate de dimensiunile şi configuraţiei traseului de admisie gradul de încălzire a suprafeţelor sale interioare, exprimate prin gradul de preîncălzire a încărcăturii proaspete,

δT =

Ta T0

(6.6)

La motorul cu formarea amestecului în exterior, aceste pierderi sunt influenţate de vaporizarea combustibilului după carburator, precum şi de încălzirea dirijată a sistemului de admisie, încălzire efectuată în scopul desăvârşirii acestei vaporizări. Preîncălzirea în sistemul de admisie este raţională numai până când câştigul de putere şi economicitate, obţinut prin creşterea omogenităţii amestecului care se datorează vaporizării picăturilor de combustibil şi a peliculei de combustibil este compensat de acţiunea inversă, adică de scăderea de putere provocată de diminuarea randamentului umplerii. Soluţiile pentru diminuarea pierderilor din timpul umplerii pot însă avea efecte contradictorii. Astfel, pentru diminuarea pierderilor gazo-dinamice este necesar ca vitezele de curgere prin sistem să fie cât mai reduse, adică secţiunile transversale ale canalelor să fie cât mai mari, configuraţia sistemului fiind totodată cât mai simplă. În ceea ce privesc pierderile termice, diminuarea lor se realizează prin micşorarea cantităţii de căldură recepţionată de amestec în timpul în care parcurge sistemul de admisie. Mărirea secţiunilor transversale ale

92

canalelor conduce la mărirea suprafeţelor de schimb de căldură, deci la mărirea cantităţii de căldură recepţionată de încărcătura proaspătă. Pe măsura creşterii secţiunii, pierderile termice cresc şi, ca urmare a creşterii duratei… Pentru motorul cu formarea amestecului în exteriorul cilindrului, prin carburaţie, mărimea secţiunilor transversale capătă un aspect mult mai important şi complex. La aceste motoare se impune realizarea unor viteze de deplasare a curentului de aer, suficient de mari pentru a se asigura portanţa necesară transportului picăturilor de combustibil până la vaporizarea lor completă. Se împiedică astfel depunerea picăturilor pe pereţii conductelor de admisie, adică formarea peliculei care reprezintă un fenomen cu totul nedorit. Viteza curentului de aer depinde însă de turaţia motorului. Din acest motiv, soluţia valabilă pentru domeniul turaţiilor scăzute conduce la secţiuni transversale mult prea mici pentru cazul turaţiilor ridicate şi deci la pierderi gazo-dinamice ridicate. În situaţia inversă, se compromite portanţa în domeniul turaţiilor reduse. Din acest motiv, la motoarele cu turaţie variabilă se realizează un compromis în sensul că se acceptă la turaţii mai scăzute o portanţă nesatisfăcătoare a picăturilor, prin realizarea unor secţiuni transversale mai mari, pentru a nu se compromite umplerea la turaţii ridicate. Această soluţie se acceptă şi pentru că, la turaţii reduse, când clapeta de reglaj a carburatorului este parţial închisă, presiunea din conducta de admisie este scăzută, ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului. Pentru acelaşi tip de motor, cu formarea amestecului în exterior prin carburaţie, trebuie pusă în discuţie, în cazul motoarelor policilindrice, configuraţia spaţială a sistemului de admisie. Această discuţie se face din punct de vedere al depunerii picăturilor sub formă de peliculă, cât şi din punctul de vedere al lungimii traseelor de admisie, pentru fiecare cilindru în parte. Astfel, trebuie avut în vedere aspectul că precipitarea cea mai abundentă se produce la schimbările bruşte de direcţie ale curentului de amestec. Acolo unde nu se poate evita acest lucru, se vor prevedea măsuri speciale de reţinere a picăturilor, combinate cu o încălzire locală mai intensă pentru realizarea vaporizării picăturilor. Asigurarea unei umpleri cât mai uniforme şi mai complete a cilindrilor cu încărcătură proaspătă impune o configuraţie spaţială care să asigure, pentru toţi cilindrii, trasee echilibrate gazo-dinamice. În fig. 6.10 se prezintă în continuare o analiză a soluţiilor constructive uzuale, pentru cazul carburaţiei, considerată edificatoare în acest exemplu: - varianta a: este soluţia cea mai uzuală, ieftină şi uşor de realizat; canalele de admisie sunt grupate pentru fiecare doi cilindri consecutivi şi alimentate printr-un carburator cu o singură cameră de amestec; - variantele b şi c: constituie o schemă îmbunătăţită, cu performanţe superioare; în prima (b) carburatorul are două camere de amestec ce funcţionează în trepte (succesiv). 93

Prima treaptă funcţionează în toate regimurile; a doua treaptă intră în funcţiune numai pentru sarcini şi turaţii mari (aici se are în vedere gradul de preîncălzire pe cele două trepte). Sistemul prezintă avantaje legate de umplere şi de calitatea amestecului. Pulverizarea este mai bună deoarece secţiunile difuzoarelor pot fi reduse, fără a se afecta umplerea; la c carburatorul are tot două camere de amestec, dar alimentează separat şi simultan grupuri de câte doi cilindri; - varianta d: foloseşte câte un carburator pentru fiecare cilindru. Este foarte performantă, cu pierderi termo-gazodinamice minime. Nu a fost utilizat în serie. Este înlocuită prin injecţia de benzină. Toate aceste probleme nu apar la motorul cu formarea amestecului prin injecţie de combustibil în interiorul sau Fig. 6.10 Influenţa configuraţiei spaţiale în exteriorul cilindrului. a sistemului de admisie Ansamblul canal de admisie – supapă de admisie, influenţează considerabil umplerea. Supapa de admisie este de fapt factorul predominant al pierderilor gazo-dinamice, ea controlând prin forma, dimensiunile şi legea sa de mişcare mărimea şi legea de variaţie a secţiunilor disponibile pentru curgerea încărcăturii proaspete către cilindrii şi în acelaşi timp traiectoriile curenţilor formaţi prin deplasarea gazelor. De aceea trebuie acţionat în vederea reducerii rezistenţei hidrodinamice a ansamblului canal de admisie – supapă, prin creşterea secţiunilor disponibile pentru curgere, prin uniformizarea valorilor acestor secţiuni şi prin evitarea schimbărilor brutale de direcţie a curenţilor. În vederea creşterii secţiunilor disponibile pentru curgerea încărcăturii proaspete se măreşte diametrul supapei şi înălţimea de ridicare a acesteia de pe scaunul său. Se menţionează că un efect similar se poate obţine şi prin creşterea numărului de supape, de obicei la două. Creşterea diametrului supapei şi a înălţimii de ridicare sunt însă limitate de efectele inerţionale în organele mecanismului de comandă. De aceea, soluţia utilizării a două supape este preferabilă [18, 19, 29, 30].

94

Fig. 6.11 Influenţa unghiului de prelucrare a scaunului

Mărimea secţiunii de trecere pe sub supapă depinde şi de unghiul de prelucrare al scaunului său, aspect care se va pune în discuţie în continuare, cu ajutorul fig. 6.11. Astfel, se constată că, păstrând toate dimensiunile constante, secţiunea de trecere pe sub supapă creşte dacă unghiul de aşezate pe scaun se micşorează; valoarea maximă se obţine pentru unghiuri α = 0° (supapă cu scaun plan). Soluţia nu poate însă, din păcate, avea finalitate practică. Uzual, α = 30° sau 45º. Variaţiile secţiunilor transversale ale ansamblului canal de admisie– supapă trebuie să fie cât mai mici, pentru ca pierderile gazo-dinamice introduse să fie reduse. Fig. 6.12 prezintă evoluţia pierderilor pe traseul de admisie. Se evidenţiază astfel racordările necesare dintre taler şi tijă, precum şi racordările canalelor de trecere. Pentru motoarele cu formarea amestecului în interior prin injecţie directă de combustibil, se impune realizarea unei mişcări organizate a aerului, în scopul omogenizării amestecului. Este vorba de o turbulenţă organizată, realizată pe baza unor curenţi dirijaţi convenabil printr-o construcţie adecvată a canalului sau a supapei de admisie. În fig. 6.13 se prezintă Fig. 6.12 Evoluţia pierderilor pe traseul de două soluţii de realizare a admisie unei turbulenţe organizate. a) Canal de admisie de formă spirală; b) Canal de admisie clasic, dar talerul supapei este prevăzut cu un ecran. Prin ambele procedee se imprimă o direcţie preferenţială de pătrundere în cilindru a curentului de încărcătură proaspătă, obţinându-se o mişcare spiralată care se conservă în toată perioada de formare a amestecului, cu influenţe favorabile asupra arderii. Pierderile gazo-dinamice produse sunt acceptate tocmai datorită consecinţelor favorabile.

95

Fig. 6.13 Soluţii de realizare a turbulenţei organizate

a) Influenţa dimensiunilor cilindrului Se urmăreşte în cadrul unor condiţii de similitudine. Un prin caz îl constituie similitudinea geometrică. Doi cilindri se numesc similari geometric dacă au toate caracteristicile de formă identice, fiind diferiţi numai prin caracteristici dimensionale, unul dintre ei fiind modelul mărit, la o anumită scară a celuilalt (fig. 6.14). În acest caz, rapoartele tuturor dimensiunilor lor liniare sunt egale între ele şi egale cu factorul de similitudine geometrică, K, în condiţia în care turaţia rămâne aceeaşi. Deci:

D1 S1 d1 = = = ...K D S2 d2

(6.7)

la n = constant. Pierderile termice se exprimă prin suprafaţa-timp specifică, de contact a încărcăturii proaspete cu suprafeţele calde ale cilindrului. Ele scad pe măsura creşterii dimensiunilor cilindrului.

96

Fig. 6.14 Influenţa dimensiunilor cilindrului

Mărimea pierderilor gazo-dinamice poate fi exprimată prin mărimea vitezei medii de curgere a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie. Ele cresc pe măsura creşterii dimensiunilor cilindrului. Un alt caz, acela al similitudinii geometrico-mecanice, îl constituie cel în care turaţiile celor două motoare nu sunt identice. Ele nu pot fi păstrate din cauza solicitărilor mecanice care apar. Se impune însă drept condiţie suplimentară păstrarea neschimbată a vitezei medii a pistonului: Wp= S n= constant

(6.8)

n  D1 S1 = =,..., =  2  = K D2 S 2  n1 

(6.9)

adică:

deci turaţia se micşorează în această măsură. În această situaţie nici pierderile termice şi nici pierderile gazodinamice nu sunt influenţate de dimensiunile cilindrului. b) Influenţa arhitecturii camerei de ardere Intervine în special prin modul în care sunt plasate supapele, punându-se în discuţie pierderilor gazo-dinamice şi termice, generate de devierea curentului de încărcătură proaspătă şi de mărimea suprafeţelor de contact. Analizând trei cazuri uzuale, sugerate în fig. 6.15, se poate ajunge la următoarele concluzii. Soluţia a este cea mai dezavantajoasă din acest punct de vedere, asigurând însă simplitate constructivă; este o soluţie de cameră de ardere care actualmente nu se mai foloseşte. 97

Fig. 6.15 Influenţa arhitecturii camerei de ardere

Soluţia b este soluţia curentă, care satisface suficient de multe deziderate. Soluţia c asigură un spaţiu mai bun de plasare a supapei de admisie în chiulasă; este însă neutilizată deoarece introduce complicaţii constructive. c) Influenţa naturii pereţilor care limitează spaţiul destinat umplerii Influenţa se exercită prin intermediul pierderilor termice introduse de temperatura suprafeţelor care limitează acest spaţiu. Cu cât aceste temperaturi sunt mai reduse cu atât pierderile termice sunt mai mici şi umplerea se ameliorează. Aceste temperaturi, în condiţii determinate de construcţie şi funcţionare, vor depinde de materialul din care sunt confecţionate piesele respective, prin intermediul coeficientului de conductibilitate termică. Se pun în discuţie fonta şi aliajele de aluminiu. Astfel, randamentul umplerii creşte cu până la 5 ,…, 10%, în cazul utilizării aliajelor de aluminiu. d) Influenţa cotelor de reglaj ale umplerii Prin analiza reprezentării din fig. 6.16 se observă că întârzierea la închiderea supapei de admisie este optimă pentru turaţia n1, dar pentru n2 < n1 , ea devine necorespunzătoare. În punctul a2′, efectul inerţial al curentului de încărcătură proaspătă s-ar anula. În a2″ însă se produce o pierdere de încărcătură prin inversarea sensului de curgere. Astfel, se poate defini drept moment optim de închidere a supapei de admisie momentul în care viteza de curgere pe sub supapă devine nulă. Dacă supapa se închide înainte, umplerea se înrăutăţeşte prin oprirea pătrunderii încărcăturii în mişcare, iar dacă supapa se închide prea târziu, curentul îşi schimbă sensul de mişcare, gazele ieşind din cilindru. 98

Fig. 6.16 Influenţa cotelor de reglaj ale umplerii

În fig. 6.17 se indică variaţia randamentelor umplerii odată cu variaţia turaţiei, pentru trei reglaje diferite ale închiderii supapei de admisie (1, 2 şi 3), aflate în relaţia: (î.s.a)1 < (î.s.a)2 < (î.s.a)3 (6.10) deci, fiecărui reglaj îi corespunde o turaţie optimă de funcţionare, din punct de vedere al eficacităţii umplerii. Dacă turaţia se modifică faţă de această valoare optimă, umplerea se înrăutăţeşte datorită cauzelor analizate mai sus. În plus, la creşterea turaţiei se adaugă şi efectul creşterii pierderilor gazo-dinamice.

Fig. 6.17 Variaţia randamentelor umplerii la modificarea turaţiei

99

Astfel, dacă întârzierea la închiderea admisiei ar fi variabilă cu turaţia, astfel încât fiecărei turaţii să-i corespundă reglajul optim, s-ar obţine o variaţie a randamentului umplerii numai ca efect al pierderilor gazo-dinamice, curba înscriindu-se pe punctele de maxim ηmax.max, ale curbelor corespunzătoare reglajelor particulare. În această situaţie se acceptă soluţii de compromis, după destinaţia motorului, alegându-se acele valori ale reglajului care sunt optime pentru regimul de turaţie la care motorul este utilizat frecvent. e) Influenţa raportului volumetric Influenţele sunt contradictorii: - pe de o parte ε influenţează umplerea prin modificarea cantităţii relative de gaze arse restante. La creşterea lui ε se micşorează volumul camerei de ardere Vc sau se măreşte cilindreea Vs, modificări care conduc la micşorarea coeficientului gazelor arse restante, γr, deci la îmbunătăţirea umplerii. Prin γr se înţelege raportul:

γr =

Mr M1

(6.11)

în care, Mr este cantitatea de gaze arse restante [kmoli], iar M1 cantitatea de încărcătură proaspătă, de asemenea, în [kmoli]; - pe de altă parte, mărirea valorii lui ε produce creşterea temperaturilor suprafeţelor care limitează spaţiul destinat umplerii şi deci cresc pierderile termice, umplerea înrăutăţindu-se. Observaţiile practice, însă conduc la concluzia că influenţa lui ε nu este însemnată asupra umplerii.

6.5. Determinarea parametrilor specifici procesului de admisie 6.5.1. Presiunea din cilindru la sfârşitul cursei de admisie, pa, se poate exprima prin:

pa = ps − ∆pa

pa = p0 − ∆pa [MPa],

sau

(6.12)

în care ∆pa [MPa] este căderea de presiune şi se poate deduce din relaţia lui Bernoulli, adică,

(

) w2

∆pa = ϕ 2 + ξ a ⋅

a

2

⋅ ρ0, s ⋅10−6 [MPa],

100

(6.13)

în care: – ϕ este coeficientul de reducere a vitezei în secţiunea minimă a sistemului de admisie (diametrul minim al secţiunii de trecere al supapei de admisie – dc); – ξa este coeficientul de rezistenţă gazodinamică al sistemului de admisie raportat la secţiunea minimă a sistemului de admisie; – wa [m/s] reprezintă viteza fluidului proaspăt prin secţiunea minimă a sistemului de admisie, stabilită pentru viteza maximă a pistonului; – ρ0, s [kg/m3] – densitatea fluidului proaspăt (ρ0 pentru presiunea p0 şi ρs pentru ps). Pentru motoarele de automobil, la regim nominal, rezistenţa gazodinamică totală şi viteza medie a fluidului proaspăt, se pot alege în intervalele: (ϕ2 + ξa) = 2,5 ,…, 4 şi wa = 50 ,..., 130 [m/s]

(6.14)

Pe de altă parte, valorile lui ∆pa şi pa pentru motoarele în patru timpi se pot adopta uzual şi în mod direct, situându-se între limitele: MAS cu carburator ………….∆pa = (0,05... 0,20) p0; pa = (0,80... 0,95) p0; MAS cu injecţie de benzină….∆pa = (0,04... 0,19) p0; pa = (0,81... 0,96) p0; MAC ........................................∆pa = (0,03... 0,18) p0; pa= (0,82... 0,97) p0; motoare supraalimentate.........∆pa = (0,82... 0,97) ps; pa= (0,90... 0,97) ps. Valorile se aleg în funcţie de turaţie, pa scăzând la creşterea turaţiei [6]. Densitatea aerului variază în funcţie de temperatură şi presiune. 6.5.2. Creşterea de temperatură a fluidului proaspăt, ∆T. Fluidul proaspăt se încălzeşte în contact cu pereţii sistemului de admisie şi ai cilindrului precum şi datorită gazelor reziduale. Creşterea de temperatură depinde, în principal, de viteza fluidului proaspăt, de durata admisiei, de temperatura pereţilor şi a fluidului proaspăt. În funcţie de tipul motorului, ∆T poate avea valorile următoare: MAS cu carburator …………………..0 – 20 [°C] MAC nesupraalimentat………………0 – 20 [°C] motoare supraalimentate…………….(–5) – (+ 10) [°C] La MAS cu injecţie de benzină, creşterea de temperatură a amestecului proaspăt este mai redusă decât în cazul carburaţiei. Valoarea negativă corespunde supraalimentării fără răcire intermediară, când temperatura fluidului proaspăt comprimat este mai mare decât cea a pereţilor.

101

Unii autori recomandă calculul variaţiei lui ∆T în funcţie de turaţie, stabilind o relaţie semiempirică dată de o funcţie [6]:

∆T(n ) = f (n )

[K].

(6.15)

6.5.3. Temperatura la sfârşitul cursei de admisie, Ta, se poate determina din relaţia bilanţului termic aplicat fluidului proaspăt înainte şi după amestecare cu gazele arse. Dacă se consideră că amestecarea se produce la presiune constantă, iar capacitatea calorică specifică a amestecului este egală cu a fluidului proaspăt, temperatura Ta se calculează cu relaţia:

Ta =

T0 + ∆T + ζ γ rTr 1+ γ r

[K],

(6.16)

unde ζ = Cpr/Cpfp , iar Cpr şi Cpfp sunt căldurile specifice la presiune constantă a gazelor reziduale, respectiv a fluidului proaspăt. Relaţia (2.29) este aplicabilă şi la motoare în doi timpi. Pentru motoare în doi timpi şi supraalimentate, T0 se înlocuieşte cu Ts sau cu (Ts – ∆Trăc), în cazul răcirii intermediare, unde ∆Trăc [K] reprezintă scăderea temperaturii în răcitor. La motoarele cu formarea exterioară a amestecului, ζ = 1 valoare care se poate utiliza, cu aproximaţie, şi la celelalte motoare. În funcţie de tipul motorului, temperatura de la sfârşitul admisiei poate fi şi adoptată direct între limitele de mai jos: MAS ..............................................................320 – 370 [K] MAC ..............................................................310 – 350 [K] motoare în patru timpi supraalimentate.......320 – 350 [K] 6.5.4. Gradul de umplere, ηv, definit în paragraful 6.3, denumit şi randament al umplerii, coeficient de umplere, sau chiar randament volumetric este definit prin raportul dintre cantitatea (masică, gravifică, molară, volumică) de fluid proaspăt reţinută în cilindru la sfârşitul admisiei şi cantitatea posibilă de a fi introdusă în cilindreea VS, în condiţiile de presiune şi de temperatură de la intrarea în motor, adică fără pierderi. Din relaţia de conservare a masei în punctul a din diagrama indicată, reprezentată în fig.3.1 (v. Cap.3), în care, după cum se observă, avem Vr = Vc, rezultă:

ηv =

pa T0 ε 1 p0 Ta ε − 1 1 − ϕ pu + γ r

102

(6.17)

în care ϕ pu = ∆ν fp ν fp reprezintă gradul de postumplere sau raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după PME (după terminarea cursei de admisie) şi numărul total de kmoli de fluid proaspăt reţinut în cilindru. Pentru motoarele în patru timpi, la sarcini ridicate ϕpu = 0,08 ,..., 0,25, valorile fiind dependente de turaţie şi de perfecţiunea umplerii. Pentru simplificarea calculului, în relaţia de mai sus se poate neglija ϕpu. Valorile uzuale pentru ηv la motoarele de automobile şi tractoare, la sarcină plină sunt: MAS cu carburator sau injecţie....................0,70 – 0,90 MAC nesupraalimentate ...............................0,80 – 0,94 MAC supraalimentate ...................................0,80 – 0,97

103

Capitolul 7

Studiul procesului de evacuare al motoarelor cu ardere internă cu piston în patru timpi

7.1. Generalităţi Procesul de evacuare se realizează doar parţial sub influenţa acţiunii de împingere a pistonului, care se deplasează către PMI, având la început, caracter de curgere liberă, determinată de diferenţa dintre presiunea din cilindru şi presiunea din colectorul de evacuare. În partea finală însă, fenomenul are caracter de curgere inerţională. 7.2. Criteriile perfecţiunii procesului de evacuare Evacuarea trebuie dirijată astfel încât să elimine din cilindru cât mai complet gazele arse, rezultate în urma procesului de ardere. Astfel, se măreşte volumul disponibil pentru umplere, influenţând favorabil puritatea încărcăturii proaspete. Se poate aprecia eficienţa evacuării indirect, prin criteriile de apreciere a umplerii sau direct cu ajutorul criteriului denumit coeficient al gazelor arse restante, notat γr: M γr = r (7.1) M1 unde: Mr este cantitatea de gaze restante, exprimată în [kmoli]; M1 reprezintă cantitatea de încărcătură proaspătă, exprimată în [kmoli]. Coeficientul gazelor arse restante, γr, exprimă astfel cantitatea relativă de gaze arse rămase în cilindru din ciclul precedent faţă de cantitatea de încărcătură proaspătă admisă. Pentru motoarele în patru timpi, la care durata de deschidere simultană (de suprapunere) a supapelor de admisie şi de evacuare este mai mică de 30 ,…, 40 [°RAC], γ r se poate exprima sub forma:

γr =

p r T0 1 p0 Tr η v (ε − 1) 104

(7.2)

unde ηv este gradul de umplere şi ε este raportul volumetric de comprimare. Valorile coeficientului gazelor arse restante sau reziduale, pentru diferite tipuri de motoare, se situează în mod curent între limitele de mai jos: MAS cu gaze, cu carburator sau injecţie ....0,04 – 0,10 MAC nesupraalimentat ................................0,02 – 0,05 MAC supraalimentat.....................................0,00 – 0,03 La motoarele supraalimentate, coeficientul gazelor reziduale înregistrează valori mai reduse. După datele experimentale, pentru construcţiile obişnuite de motoare în patru timpi normale, γr are următoarele limite: - MAS ................................... 0,05 ,…, 0,15; - MAC

– cu regim rapid: 0,03 ,…, 0,06; – cu regim lent: 0,03 ,…, 0,05

7.3. Analiza desfăşurării procesului evacuării cu ajutorul diagramei indicate Procesul de evacuare, pe parcursul evoluţiei sale, poate fi analizat prin intermediul diagramei indicate, mai precis a părţii sale inferioare, corespunzătoare schimbului de gaze, denumită, aşa cum s-a mai arătat şi diagramă de pompaj, reprezentată în fig. 7.1. Se poate astfel pune în evidenţă caracterul curgerii gazelor cât şi durata reală a procesului. Începutul evacuării coincide cu momentul deschiderii supapei de evacuare, sfârşitul evacuării nu poate depăşi însă momentul în care energia cinetică a curentului devine nulă, chiar dacă supapa rămâne deschisă. În funcţie de relaţia dintre presiunea gazelor din cilindru, p şi presiunea din colectorul de evacuare, pce, procesul de Fig. 7.1 Diagrama de pompaj evacuare se împarte în trei etape distincte: 105

- evacuarea liberă, care durează din punctul d.s.e până în punctul d. Curgerea gazelor este determinată numai de diferenţa de presiune (p – pce), regimul de curgere supracritic predominând. În această etapă se elimină circa 70 ,…, 80% din cantitatea totală de gaze evacuate; - evacuarea forţată se suprapune cursei pistonului, începând deci în punctul d şi terminându-se în punctul r. Evacuarea gazelor este determinată de împingerea pistonului, contribuind însă şi diferenţa de presiune. Datorită efectului de ejecţie, se poate înregistra o scădere puternică de presiune chiar sub p0. Ulterior presiunea creşte datorită reducerii secţiunii de trecere pe sub supapa de evacuare; - post-evacuarea sau evacuarea inerţională, începe în PMI, adică în punctul r al diagramei şi durează până la realizarea condiţiei de sfârşit a evacuării. Curgerea gazelor are un pronunţat caracter inerţional. Acest lucru face posibilă continuarea evacuării, chiar dacă presiunea din cilindru, p, devine inferioară presiunii din colectorul de evacuare, pce.

Fig. 7.2 Reprezentarea grafică simplificată a procesului de evacuare

Pentru reprezentarea grafică simplificată a procesului se consideră că presiunea p din cilindru rămâne constantă şi egală cu presiunea pr de la sfârşitul cursei de evacuare. Astfel, după trasarea liniei pr într-o diagramă nerotunjită, aceasta se rotunjeşte pentru obţinerea diagramei simplificate (fig. 7.2 a, b) [45]. 7.3.1. Stabilirea momentului deschiderii supapei de evacuare Se apreciază că deschiderea supapei de evacuare trebuie să se producă astfel încât să existe condiţiile necesare pentru desfăşurarea etapei de evacuare liberă a gazelor arse, etapă prin care se elimină cea mai mare parte a acestor gaze. Momentul deschiderii supapei de evacuare are însă o influenţă, în acelaşi timp complexă şi contradictorie, asupra ciclului de funcţionare al motorului. În scopul stabilirii momentului optim de deschidere a supapei de evacuare se vor analiza două situaţii extreme, descrise în continuare. 106

Fig. 7.3 Funcţionare cu avans nul la deschiderea supapei de evacuare

Fig. 7.4 Funcţionare cu avans mare la deschiderea supapei de evacuare

Astfel, o funcţionare cu un avans nul la deschiderea supapei de evacuare, redată în fig. 7.3 conduce la un lucru mecanic obţinut în urma destinderii, maxim; din acest punct de vedere o astfel de situaţie este avantajoasă. Se remarcă însă, în acelaşi timp, că şi lucrul mecanic necesar evacuării gazelor arse, notat Le0, este maxim. Pe de altă parte, un avans crescut la deschiderea supapei de evacuare, aşa cum se arată în fig. 7.4, atrage o valoare mai coborâtă a presiunii gazelor din cilindru şi în final a presiunii pr, astfel încât, lucrul mecanic consumat pentru eliminarea gazelor arse, Le, se diminuează faţă de situaţia anterioară, adică Le < Le0. După cum se observă, din acest punct de vedere, situaţia ideală o reprezintă un avans mare la deschiderea supapei de evacuare. Având în vedere complexitatea problemei, se va accepta situaţia de compromis, adică o curăţire cât mai bună a cilindrului de gaze arse, lucrul mecanic al ciclului rămânând în acelaşi timp cât mai mare. Raţionamente mai complexe conduc la concluzia că avansul optim se va găsi deci în zona presiunii pr minime. 7.3.2. Stabilirea momentului închiderii supapei de evacuare Închiderea supapei de evacuare trebuie să aibă loc cu o anumită întârziere faţă de PMI, notată cu ∆ î.s.e. aşa cum se reprezintă în fig. 7. 5. Pe porţiunea rr′, întârzierea este justificată de diferenţa favorabilă de presiuni, presiunea p din cilindru fiind încă superioară presiunii pce din colectorul de evacuare, ceea ce face posibilă curgerea gazelor arse către exterior. Evacuarea poate continua datorită inerţiei coloanei de gaze arse.

107

Această evacuare inerţională este însă limitată în timp de fenomenul scăderii presiunii din cilindru sub efectul mişcării pistonului în cursa de admisie În aceste condiţii închiderea supapei de evacuare trebuie să se facă când cele două tendinţe se egalează, moment marcat practic de anularea energiei cinetice a curentului de gaze arse.

Fig. 7.5 Întârzierea la închiderea supapei de evacuare

7.4. Presiunea şi temperatura gazelor la sfârşitul evacuării Presiunea gazelor reziduale variază în funcţie de turaţia motorului; pentru un calcul mai riguros, variaţia sa se poate aprecia prin relaţia, recomandată de [6] :

(

pr (n ) = p0 1,035 + C ⋅ 10−8 n 2

)

[MPa],

(7.3)

în care: C = ( p r p 0 − 1,035 ) ⋅10 8 n 2 ; pr [MPa] – presiunea gazelor reziduale la turaţia nominală; n [rpm] – turaţia, considerată ca variabilă în relaţia pentru pr(n) şi ca turaţie nominală la calculul constantei C. Neglijându-se evacuarea suplimentară, se poate considera că presiunea gazelor din cilindru la sfârşitul evacuării este egală cu presiunea pr de la sfârşitul cursei de evacuare, stabilindu-se astfel următoarele intervale orientative pentru variaţia presiunii pr: MAS : ........... pr = (1,25 … 1,20)p0 MAC : - regim rapid: pr = (1,05 … 1,15)p0 - regim lent : pr = (1,03 … 1,1)p0 motoare supraalimentate cu turbo-suflantă pr = (0,75... 0,98)ps.

108

Temperatura gazelor din cilindru la sfârşitul evacuării depinde de tipul motorului, de raportul de comprimare şi de coeficientul excesului de aer şi se poate considera că este egală cu temperatura pe care o au gazele arse după ce au trecut de supapă în colectorul de evacuare. Pentru construcţiile uzuale de motoare normale, temperatura la sfârşitul evacuării poate avea următoarele limite: MAS : .............Tr = 900 , …, 1150 [K] MAC : - regim rapid: Tr = 700 , …, 800 [K] - regim lent : Tr = 600 ,…, 800 [K] MAS cu gaze Tr = 750 ,..., 1000 [K]

7.5. Cotele de reglaj ale evacuării Ca şi în cazul procesului de admisie, nu există o coincidenţă între deplasarea pistonului în cursa de evacuare şi procesul de eliminare a gazelor arse din cilindru. Momentele de deschidere şi de închidere ale supapei de evacuare reprezintă cotele de reglaj ale evacuării. Aşa cum s-a arătat, supapa de evacuare se deschide în avans faţă de PME şi se închide cu întârziere faţă de PMI. Cea mai eficace etapă a evacuării fiind evacuarea liberă, deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă astfel încât să creeze condiţiile necesare pentru realizarea ei. Cotele evacuării depind de regimul funcţional al motorului. Pentru construcţiile obişnuite de motoare valorile avansului la deschiderea supapei de evacuare şi a întârzierii la închiderea ei sunt cuprinse, orientativ, în limitele de mai jos:

αd.e. = 30 – 70 [°RAC] şi αî.e. = 5 – 60 [°RAC],

(7.4)

valorile mai mari fiind specifice turaţiilor mai ridicate, sau motoarelor cu regim de turaţie mai ridicat.

7.6. Influenţe asupra procesului de evacuare - Influenţa turaţiei. La o valoare ridicată a turaţiei motorului energia cinetică a gazelor arse este mare, producând un efect inerţional însemnat, ceea ce conduce la prelungirea procesului de evacuare; în aceste condiţii, supapa de

109

evacuare trebuie menţinută mai mult timp deschisă, printr-o întârziere la închidere ∆ î.s.e. mai mare. - Influenţa sarcinii. Experimental s-a arătat că odată cu creşterea sarcinii motorului, în urma procesului de evacuare, creşte cantitatea de gaze arse restante din cilindru, ceea ce în mod indirect afectează umplerea. Un alt tip de influenţă, indirectă, mai evidentă mai ales la motoarele la care reglajul sarcinii se face prin obturarea admisiei, constă în creşterea cantităţii de gaze arse restante odată cu micşorarea sarcinii. - Influenţa dimensiunilor şi a configuraţiei traseului de evacuare. Acest tip de influenţe pot conduce la câteva concluzii importante pentru concepţia şi construcţia motorului. • Ţinând seama că aproximativ 70 – 80% din cantitatea de gaze arse părăseşte cilindrul în faza de curgere liberă, diametrul supapelor de evacuare poate fi realizat la o valoare mai mică decât cel al supapelor de admisie, adică, notând diametrele cu ϕ, vom avea relaţia: ϕSE < ϕSad ; • Arhitectura şi construcţia sistemului de evacuare poate avea o acţiune convenabilă asupra undelor de presiune din sistem, rezultând intensificarea efectului de ejecţie pentru perioada post-evacuării; • Amortizorul de zgomot introduce rezistenţe cu atât mai mari cu cât capacitatea sa de amortizare este mai mare; • Cotele de reglaj ale evacuării introduc influenţe asupra coeficientului gazelor restante. În fig. 7.6 se arată variaţia coeficienţilor gazelor arse restante la variaţia turaţiei, pentru trei reglaje diferite ale închiderii supapei de Fig. 7.6 Variaţia coeficienţilor gazelor arse restante la evacuare, notate 1, 2 variaţia turaţiei pentru trei reglaje diferite şi 3, aflate în relaţia:

∆ î.s.e.1 < ∆ î.s.e.2 < ∆ î.s.e.3

(7.5)

Se observă că fiecărui reglaj al evacuării îi corespunde o turaţie optimă de funcţionare din punct de vedere al eficacităţii curăţirii cilindrului. Pentru fiecare reglaj în parte, dacă turaţia se modifică faţă de valoarea optimă, evacuarea se înrăutăţeşte. Dacă întârzierea la închiderea evacuării ar fi variabilă cu turaţia, astfel încât fiecărei turaţii să-i corespundă reglajul optim, s-ar obţine o variaţie a coeficientului gazelor arse restante numai ca efect al pierderilor gazo-dinamice,

110

curba γr min, min. înscriindu-se pe punctele de minim ale curbelor corespunzătoare reglajelor particulare [45]. Rezultă astfel dificultatea alegerii acestor reglaje la motorul cu turaţie variabilă, alegându-se reglajele optime pentru regimul la care motorul este utilizat frecvent.

111

Capitolul 8

Studiul proceselor de comprimare şi de destindere ale motoarelor cu ardere internă cu piston

8.1. Studiul procesului de comprimare Prin contribuţia la creşterea randamentului termic, comprimarea prealabilă a fluidului motor a constituit, alături de alte aspecte, un progres esenţial în dezvoltarea motoarelor cu ardere internă. Din acest motiv, introducerea comprimării este considerată prima mare perfecţionare a motoarelor cu ardere internă cu piston. Consecinţele sunt de fapt mai complexe [17, 31, 33, 45]. Este vorba, în primul rând, de creşterea economicităţii determinată de creşterea randamentului global, randament în care este inclus şi randamentul termic. Criteriul este însă limitativ, chiar dacă studiul termodinamic arată că randamentul termic se măreşte odată cu raportul volumetric de comprimare, ε. În realitate, creşterea lui ε Fig. 8.1. Variaţia randamentelor motorului în funcţie de valoarea raportului de comprimare peste o anumită valoare alterează randamentul mecanic al motorului şi, prin aceasta, randamentul global ηe, aşa cum se remarcă din variaţiile reprezentate în fig. 8.1. În al doilea rând se poate pune în evidenţă o majorare a lucrului mecanic util, determinată de creşterea suprafeţei utile a diagramei indicate. Acest lucru apare odată cu creşterea gradului de destindere totală a ciclului. De remarcat însă că mărirea raportului de comprimare ε este limitată nu numai de alterarea 112

randamentului motorului, aşa cum s-a arătat, ci şi de înrăutăţirea fenomenului arderii prin apariţia detonaţiei, aspect ce va fi dezvoltat într-un capitol ulterior. La motoarele cu aprindere prin scânteie, se adoptă pentru ε valori cuprinse între 7,5 ,..., 9,5, el putând ajunge însă până la 10,5 ,..., 11. Valorile mai mari sunt tipice motoarelor alimentate prin injecţie de benzină, precum şi motoarelor supraalimentate. În acest condiţii, procesul de comprimare trebuie realizat în aşa fel încât să creeze cele mai bune condiţii pentru arderea amestecului de combustibil şi aer, precum şi pentru mărirea căderii termice a ciclului şi a gradului de destindere a gazelor arse. Prin toate acestea se tinde de fapt să se obţină condiţiile necesare pentru mărirea randamentului motorului. În ciclul real al motorului, procesul de comprimare este însoţit de schimburi reciproce de căldură între mediul de lucru şi piesele motorului, procesul nefiind deci adiabatic. Aceste schimburi de căldură au însă un caracter complex şi nu pot fi exprimate cu exactitate prin relaţii termodinamice. De aceea se aproximează procesul de comprimare cu un proces politropic cu exponent constant. În fig. 8.2 se prezintă variaţia relativă a exponentului politropic, nc şi a celui adiabatic k, în timpul comprimării, care are durata a - c. La începutul comprimării, mediul de lucru are o temperatură mult mai mică decât pereţii cu care vine în contact şi din această cauză, în prima perioadă a comprimării, Fig. 8.2. Variaţia presiunii şi a exponentului notată a - m, schimbul de politropic în timpul comprimării căldură, caracterizat prin cantitatea de căldură Q′ se produce de la piesele motorului la gaze. Exponentul politropic aparent va fi mai mare decât cel adiabatic, adică nc > k. Motoarele de automobile lucrează cu întârziere la închiderea supapei de admisie, motiv pentru care comprimarea propriu-zisă, care se face sub acţiunea pistonului, începe după PME, în prima parte ea fiind obţinută pe cale inerţională, prin aport de gaze. Pe măsura deplasării pistonului către PMI, temperatura mediului de lucru se măreşte şi depăşeşte temperatura pieselor cu care vine în contact, fapt datorită căruia gazele cedează cantitatea de căldură Q″ pieselor respective. Exponentul politropic în acest caz scade sub valoarea exponentului adiabatic, adică nc < k.

113

În funcţie de temperaturile locale, schimbul de căldură poate avea loc în ambele sensuri concomitent, adică primire de căldură de la piesele puternic încălzite şi cedare de căldură spre piesele mai puternic răcite. În zona PMI, deşi mediul de lucru atinge aproape temperatura maximă de comprimare, exponentul politropic începe să crească fără a depăşi însă exponentul adiabatic. Aceasta se explică prin faptul că la sfârşitul comprimării mediul de lucru vine în contact cu piesele cele mai puternic încălzite, iar suprafaţa de transmitere a căldurii devine foarte mică, din care cauză căldura cedată de gaze pereţilor se reduce apreciabil. Potrivit datelor experimentale, căldura cedată de mediul de lucru pieselor cu care vine în contact pe porţiunea m - c este mai mică decât cea primită de mediu de la piese pe porţiunea a - m. De aceea, exponentul politropic mediu nc va fi întotdeauna mai mic decât exponentul adiabatic k, deci curba presiunii la comprimarea politropică va fi sub cea a comprimării adiabate. În punctul m, exponentul politropic este egal cu exponentul adiabatic deoarece fluxul de căldură primit este egal cu fluxul de căldură cedat, obţinându-se o situaţie de adiabatism aparent; de remarcat că fluxul de căldură rezultant este nul. În realitate, chiar în situaţia în care comprimarea reală ar decurge adiabatic, exponentul adiabatic k ar fi variabil şi nu constant ca în fig.8.2. Într-adevăr, analizând expresia exponentului adiabatic, k:

k=

cp cv

=

cv + R R = 1+ cv cv

(8.1)

R fiind constanta universală a gazelor şi ţinând seama că cv = f(T), acest lucru se confirmă şi analitic. Cum cv creşte odată cu creşterea temperaturii, exponentul adiabatic k îşi va reduce valoarea pe măsură ce comprimarea avansează. De asemenea, variaţia temperaturii în timpul compresiei va depinde, la rândul ei, de schimbul de căldură dintre gaze şi pereţi, deci de valoarea exponentului politropic de compresie. Pentru două puncte suficient de apropiate, notate 1 şi 2, de pe curba de comprimare, considerate pe aceeaşi politropă, putem scrie, pe baza ecuaţiei generale a politropiei, următoarea relaţie:

p1v1nc = p2 v2 nc

(8.2)

Prin logaritmarea acesteia rezultă:

log p1 + nc log v1 = log p2 + nc log v2

(8.3)

log p1 − log p2 log v2 − log v1

(8.4)

de unde:

nc =

114

Această relaţie redă variaţia exponentului politropic nc, în comparaţie cu aceea a exponentului adiabatic k. Pentru trasarea curbei procesului de comprimare se va folosi pentru exponentul politropic o valoare constantă şi egală cu media valorilor nc. Alegerea acestei valori se va face pe baza datelor experimentale [3, 4]. Valorile medii ale exponentului politropic de comprimare pentru motoarele cu aprindere prin scânteie sunt cuprinse între:

nc = 1,32...1,39 valorile mari corespunzând motoarelor mai rapide. Aceste valori medii ale exponentului politropic de comprimare nc, depind în primul rând de modul de formare a amestecului şi apoi de turaţie, dimensiunile cilindrului, intensitatea răcirii, forma camerei de ardere şi particularităţile constructive ale motorului. Influenţele asupra comprimării se analizează prin intermediul căldurii schimbate în decursul procesului. Astfel, după cum se observă şi din fig. 8.2, la creşterea cantităţii de căldură primite de fluidul motor, exponentul politropic mediu nc creşte, pe când mărirea cantităţii de căldură cedate de fluid conduce la reducerea exponentului nc. În cazul formării amestecului în exteriorul cilindrilor, prezenţa vaporilor de combustibil în amestec în timpul comprimării măreşte căldurile specifice ale amestecului de gaze, raportul lor se micşorează, reducându-se astfel valoarea exponentului mediu politropic. De aceea, exponentul politropic mediu al comprimării are valori mai ridicate în cazul formării amestecului în cilindru, în special atunci când avansul la injecţie este redus. Odată cu creşterea turaţiei motorului, exponentul politropic se măreşte deoarece se micşorează durata procesului de comprimare şi, prin urmare, se micşorează schimbul de căldură de la gaze la piesele cu care vin în contact. În plus, la turaţii ridicate, sunt mai mici pierderile de gaze prin jocul dintre piston şi cilindru, ceea ce echivalează cu reducerea pierderilor de căldură ale mediului, conducând tot la creşterea exponentului politropic. Pe cale experimentală s-a stabilit următoarea relaţie a exponentului politropic în funcţie de turaţie:

nc = 1, 41 −

A n

(8.5)

unde A = 100 ÷ 250, valorile mari fiind pentru motoarele cu turaţiile maxime mai puţin ridicate [3]. De remarcat că această relaţie nu reflectă întotdeauna realitatea, în cazul turaţiilor ridicate valorile obţinute fiind diferite faţă de cele recomandate. Dintre celelalte influenţe care se manifestă asupra procesului de comprimare trebuie menţionate temperatura, dimensiunile cilindrului, 115

arhitectura camerei de ardere, sarcina motorului şi raportul de comprimare. Astfel, la creşterea temperaturii medii a procesului de comprimare, căldurile specifice ale gazelor comprimate şi căldura cedată pereţilor cilindrului se măresc, deci exponentul politropic se micşorează. De aceea, la motoarele cu supraalimentare, exponentul politropic va fi mai mic decât la motoarele fără supraalimentare deoarece, la cele din prima categorie, mediul de lucru are o temperatură iniţială la comprimare mai ridicată. Acelaşi efect apare şi la creşterea temperaturii iniţiale, T0 care, deşi cantitativ introduce o influenţă redusă, prin mărirea ei conduce la reducerea cantităţii de căldură primite de fluidul motor şi deci la diminuarea valorii medii a exponentului politropic. Un efect contrar îl are presiunea iniţială p0, care, în plus exercită o influenţă predominantă. Astfel, creşterea presiunii iniţiale p0 antrenează o creştere a cantităţii de încărcătură proaspătă reţinută în cilindru. În acest mod, gradul de încălzire al acesteia, prin amestec cu gazele arse este mai redus, nivelul temperaturilor ulterioare rămânând mai coborât. Din acest motiv, cantitatea de căldură primită creşte iar aceea cedată scade, antrenând astfel majorarea valorii exponentului mediu politropic. Există şi o influenţă contrară care nu este însă predominantă, determinată de faptul că odată cu creşterea presiunii p0 creşte şi presiunea pa de la începutul comprimării reale, crescând astfel nivelul temperaturilor din timpul procesului. În consecinţă, cantitatea de căldură primită scade, cea cedată creşte, iar exponentul mediu politropic se reduce. Mărirea intensităţii răcirii motorului conduce la scăderea temperaturii pereţilor cilindrului şi chiulasei, astfel căldura cedată de gaze pieselor va creşte şi se va micşora coeficientul politropic. De aceea, la motoarele răcite cu aer, exponentul politropic va fi mai mare decât la motoarele răcite cu lichid. Pe de altă parte, la motoarele cu dimensiuni mari ale cilindrului, exponentul politropic va avea valori mai mari deoarece suprafaţa relativă de transmitere a căldurii raportată la unitatea de volum a cilindrului se micşorează odată cu mărirea diametrului cilindrului. Arhitectura camerei de ardere şi în special gradul de compactitate a ei, care este caracterizat de mărimea raportului dintre suprafaţa camerei de ardere şi volumul său, cu rol în organizarea mişcării din cameră, poate conduce la micşorarea exponentului politropic nc. Astfel, turbulenţa gazelor, generată prin măsuri constructive, cu alte cuvinte mişcarea organizată a gazelor din cilindru, are un rol benefic în desăvârşirea amestecului, precum şi în anumite faze ale arderii, mărind viteza relativă dintre gaze şi pereţi şi ameliorând condiţiile de transfer a căldurii pe întreaga durată a comprimării. Această intensificare a schimbului de căldură se produce însă în partea finală a comprimării, ceea ce antrenează o creştere a cantităţii de căldură cedate şi în consecinţă o scădere a exponentului mediu politropic. Deşi din punct de vedere gazodinamic turbulenţa constituie o 116

pierdere, conducând la alterarea umplerii, ea se utilizează din plin la motoarele cu injecţie de benzină, iniţiindu-se pe cât posibil încă din perioada umplerii şi conservându-se pe parcursul comprimării, intensitatea ei crescând, de regulă, pe măsură ce pistonul se apropie de punctul mort interior. Se apreciază că influenţa sarcinii şi a raportului de comprimare asupra coeficientului politropic este minoră. Astfel, modificarea sarcinii la motorul cu aprindere prin scânteie introduce, prin intermediul cantităţii de încărcătură proaspătă efectiv reţinută în cilindru şi a cantităţii de gaze arse restante, o influenţă complexă şi în acelaşi timp contradictorie. Odată cu creşterea sarcinii motorului creşte cantitatea de încărcătură proaspătă şi aşa cum s-a arătat, gradul de încălzire a încărcăturii proaspete prin amestec cu gazele arse restante se reduce, antrenând o creştere a valorii exponentului mediu politropic. În acelaşi timp, la creşterea sarcinii avansul la producerea scânteii electrice se reduce, ceea ce antrenează scurtarea celei de a doua părţi a comprimării. Din acest motiv, cantitatea de căldură cedată creşte iar nc se micşorează. Global, cele două tendinţe contradictorii se anulează, astfel încât modificarea exponentului mediu politropic odată cu sarcina este neesenţială. Deşi, aşa cum s-a arătat, mărirea raportului de comprimare ε conduce la creşterea randamentului termic, la motoarele cu aprindere prin scânteie, în special la cele cu carburator, raportul de comprimare trebuie ales în aşa fel încât temperatura şi presiunea la sfârşitul comprimării să fie sub temperatura de autoaprindere a amestecului şi sub valoarea raportului limită de detonaţie εld. Din acest punct de vedere, motoarele cu injecţie de benzină, în special cele cu injecţie directă, datorită condiţiilor mai bune de formare a amestecului se comportă net superior, permiţând valori mai mari pentru ε. În esenţă, la creşterea raportului volumetric de comprimare ε cresc temperaturile din perioada comprimării, în special către finele procesului. Cantitatea de căldură cedată se măreşte în raport cu aceea primită astfel încât exponentul mediu politropic are tendinţa de scădere. Această tendinţă este accentuată de faptul că la valori crescute ale lui ε, avansul la aprindere este mai redus, astfel încât sfârşitul comprimării se deplasează către PMI. Pe de altă parte însă, odată cu mărirea lui ε, situaţie tipică motoarelor alimentate prin injecţie de benzină, se reduce volumul camerei de ardere şi implicit suprafaţa de contact dintre gaze şi pereţi, cu influenţă puternică pe ultima porţiune a comprimării. Din acest motiv, cantitatea de căldură cedată scade într-o măsură mai mare decât cantitatea de căldură primită, iar exponentul mediu politropic de comprimare creşte. Având în vedere aceste două tendinţe contradictorii, se poate concluziona că modificările raportului volumetric ε nu afectează major valoarea exponentului mediu politropic pe durata comprimării. Valoarea exponentului nc este influenţată, sub aspect constructiv şi de natura materialului pereţilor care limitează spaţiul de comprimare, mai precis de natura materialului cilindrilor şi chiulasei. Astfel, menţinând toate condiţiile 117

identice, temperaturile suprafeţelor se vor modifica în sens invers coeficientului de conductibilitate a materialului. Aceste temperaturi influenţează la rândul lor schimbul de căldură pe durata comprimării în sensul că, atunci când pereţii cilindrului sunt mai calzi creşte cantitatea de căldură primită de către fluidul motor şi evident se reduce cea cedată de fluid către pereţi, condiţii în care exponentul nc creşte. În consecinţă, când în construcţia acestor organe ale motorului predomină fonta, valoarea exponentului nc va fi superioară cazului în care acestea sunt realizate din aliaje de aluminiu, aşa cum este cazul chiulaselor motoarelor moderne pentru autoturisme, cu injecţie de benzină, sau Diesel, la care exponentul nc va avea o valoare mai redusă. Determinarea parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării presupune un calcul destul de complex. Din acest motiv se convine să se calculeze temperatura şi presiunea gazelor la sfârşitul comprimării considerând exponenţii politropici constanţi, cu valori medii pentru întregul proces. Dacă se presupune că începutul comprimării coincide cu PME iar sfârşitul cu PMI, din ecuaţiile politropiei rezultă:

pc = pa ⋅ ε nc

şi

Tc = Ta ⋅ ε nc −1

(8.6)

În figura 8.3 se prezintă valorile presiunilor şi temperaturilor la sfârşitul comprimării, calculate cu relaţiile de mai sus pentru trei valori medii ale exponentului politropic de comprimare nc şi pentru pa = 0,09 [MPa], respectiv Ta = 323 [K]. În general, valorile acestor parametri, după datele experimentale, se încadrează în următoarele limite: pc = (0,7, ... , 12) pa , iar Tc = 650, ... , 950 [K]. După cum se observă, pentru valori ale exponentului politropic mediu de comprimare, cuprinse între limitele 1,30 - 1,40, presiunile şi temperaturile la sfârşitul comprimării se modifică apreciabil. Din acest motiv, valoarea exponentului politropic de comprimare trebuie aleasă, pe cât posibil judicios, după Fig. 8.3. Variaţia presiunii şi temperaturii la datele experimentale obţinute pe sfârşitul compresiei în funcţie de raportul de motoarele similare ca rapiditate, dimensiuni ale cilindrilor şi paracomprimare metrilor constructivi.

118

8.2. Studiul procesului de destindere La nivelul ciclului teoretic, aşa cum s-a considerat prin ipotezele introduse, destinderea se consideră un proces adiabatic, care se desfăşoară pe întreaga lungime a cursei pistonului. În ciclul real însă, în timpul destinderii, gazele care evoluează în interiorul cilindrului schimbă, în mod continuu, căldură cu exteriorul. În acelaşi timp, durata procesului este inferioară duratei cursei complete a pistonului, deoarece, pe de o parte arderea se prelungeşte în destindere, iar pe de altă parte, supapa de evacuare se deschide cu un avans faţă de punctul mort exterior. Cu ajutorul fig. 8.4 se face o analiză a procesului. Astfel, începutul destinderii se consideră momentul sfârşitului convenţional al arderii, marcat pe diagrama din figură prin punctul t. Sfârşitul destinderii reale este dat de momentul deschiderii supapei de evacuare, notat d.s.e. Pe această figură, pentru stabilirea facilă a procesului s-a trasat linia completă a destinderii, între punctele z′ şi d′ . Datorită schimbului permanent de căldură dintre gazele din cilindru şi mediul exterior, destinderea este un proces politropic. În vederea trasării acestei politrope se impune stabilirea valorii exponentului politropic al procesului, notat cu nd. În aceste condiţii, ecuaţia curbei reprezentative a procesului destinderii este:

p ⋅ v nd = const.

(8.7)

Valoarea exponentului politropic este influenţată de sensul schimbului de căldură, care apare pe parcursul desfăşurării procesului. Acest schimb prezintă două laturi contradictorii. O primă latură rezultă din faptul că gazele primesc cantitatea de căldură Q′ datorită fenomenului postarderii. Chiar dacă postarderea se prelungeşte în destindere, cantitatea de căldură scade treptat, până la anulare, astfel încât postarderea poate fi asimilată cu un flux de căldură variabil, qpa, care pătrunde în gaze, din exterior. Cantitatea totală de căldură primită, Qpa, va putea fi exprimată astfel: Q pa = ∑ q pa (8.8) Cea de a doua latură a schimbului de căldură de pe durata destinderii apare ca urmare a schimbului efectiv de căldură între gaze şi pereţii interiori ai spaţiului de lucru din motor. Acest schimb are în permanenţă caracterul unui flux de căldură care trece prin pereţi către exterior, deoarece temperatura gazelor este tot timpul superioară temperaturii pereţilor. Şi în acest caz, fluxul momentan este variabil pe durata destinderii, reprezentând de fapt, un flux de căldură cedată, simbolizat, qc. 119

Fig. 8.4 a, b Procesul de destindere şi variaţia exponentului politropic

În condiţiile în care suprafaţa de contact dintre gaze şi pereţi creşte odată cu deplasarea pistonului, fluxul momentan se măreşte pe măsură ce destinderea avansează, scăderea temperaturii gazelor în timpul procesului, necompensând decât parţial efectul creşterii acestor suprafeţe de contact. Cantitatea totală de căldură cedată va fi, în acest caz: 120

Qc = ∑ qc

(8.9)

Între cele două fluxuri se stabileşte un flux rezultant, qr,

qr = q pa + qc

(8.10)

care, în funcţie de relaţia dintre qpa şi qc, imprimă caracterul schimbului de căldură, adică caracter de căldură primită sau caracter de căldură cedată. În consecinţă, procesul de destindere reală poate fi împărţit în două porţiuni distincte. Prima porţiune este porţiunea marcată t – B pe curba destinderii din fig. 8.4 a, caracterizată prin relaţia: qpa ≥ qc

(8.11)

ceea ce conferă fluxului rezultant un caracter de căldură primită, astfel încât el se va nota cu qrp. În cea de a doua porţiune, porţiunea B - d′ de pe aceeaşi curbă, predomină fluxuri aflate în relaţia următoare: qc ≥ qpa

(8.12)

astfel încât, fluxul rezultant are caracter de căldură cedată, fiind notat cu qrc. Cu aceste precizări, cantităţile totale de căldură schimbate de gaze în timpul procesului de destindere, pe porţiuni, se vor putea exprima astfel: B

Qp = Qpa = ∑ qrp

- porţiunea t – B

(8.13)

t

d'

Qc = ∑ qrc

- porţiunea B - d′

(8.14)

B

Pe durata acestor două porţiuni, mărimea fluxului rezultant este variabilă. Astfel, pe prima porţiune, porţiunea t – B, mărimea fluxului rezultant, qrp scade până la zero, în timp ce, pe cea de a doua porţiune, adică porţiunea B - d′, fluxul rezultant, qrc, creşte, pornind de la zero. Se observă că punctul B este caracterizat prin situaţia: qr = 0 , adică qpa = qc

(8.15)

Din acest motiv, ca şi în cazul comprimării, curba destinderii are în acest punct un caracter de adiabată. Trebuie precizat că, de fapt este vorba numai despre o situaţie de adiabatism aparent. 121

Aşa cum s-a arătat, destinderea este un proces politropic, reprezentat printr-o curbă a cărei ecuaţie este (8.7), exponentul nd fiind variabil în tot lungul procesului. Similar comprimării, considerând pe curba destinderii, două puncte suficient de apropiate, notate 1 şi 2, considerate pe aceeaşi politropă, utilizând ecuaţia generală a acestui tip de transformare, avem următoarea relaţie:

p1v1nd = p2 v2 nd

(8.16)

Logaritmarea acesteia conduce la:

log p1 + nd log v1 = log p2 + nd log v2 ,

(8.17)

de unde se obţine expresia exponentului politropic al destinderii, nd:

nd =

log p1 − log p2 log v2 − log v1

(8.18)

Această relaţie stabileşte variaţia exponentului politropic, nd, pe parcursul destinderii, reprezentată în fig. 8.4 b. Urmărind această figură se observă că pe porţiunea t – B, când are loc o primire de căldură deoarece qpa > qc, exponentul politropei reale este inferior exponentului adiabatic din acelaşi moment, adică nd < k. Diferenţa lor este variabilă, modificându-se în acelaşi sens cu modificarea fluxului căldurii primite. Pe cea de a doua porţiune, B - d′, pe care destinderea decurge în condiţiile date de relaţia qc ≥ qpa se produce cedare de căldură, astfel încât exponentul politropic real este mai mare decât exponentul adiabatic, nd > k, diferenţa dintre cei doi exponenţi modificându-se, ca şi în cazul anterior, în acelaşi sens cu modificarea mărimii fluxului căldurii cedate. În acelaşi timp, se observă că în punctul t exponentul nd ajunge la o valoare egală cu unitatea. Această situaţie explică considerarea punctului t drept sfârşit al arderii. Valorile medii ale exponentului curbei de destindere, ndm, pentru motoarele uzuale, sunt situate între următoarele limite: - motoare cu aprindere prin scânteie...........................1,25,...,1,35 - motoare cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare ....................1,25,...,1,30 cu regim rapid de funcţionare..................1,20,...,1,25

122

După cum se constată, aceste valori sunt inferioare valorilor exponentului adiabatic, ceea ce denotă că în mod obişnuit, cantitatea de căldură primită de gaze datorită postarderii este superioară cantităţii de căldură cedată de gaze pereţilor, pe durata procesului de destindere. Orientativ, valorile exponentului politropic mediu de destindere, ndm, pentru motoare de automobile şi tractoare, sunt situate între limitele de mai jos: MAS ..............................................................................1,23 – 1,30 MAC ..............................................................................1,18 – 1,30 Valorile situate la limita inferioară sunt caracteristice motoarelor de dimensiuni mari, sau în cazul unei răciri mai puţin intense a cilindrului, precum şi la viteze de ardere mici. Parametrii de stare ai gazelor din cilindru la sfârşitul destinderii se determină pentru ciclul nerotunjit. Astfel, presiunea gazelor la sfârşitul cursei de destindere, pd, se determină din ecuaţia:

pd ⋅ Vdndm = p z ⋅ Vdndm

(8.19)

din care rezultă:

V  pd = pz ⋅  z   Vd 

ndm

= pz ⋅ ε ndm

(8.20)

Pe de altă parte, temperatura gazelor din cilindru la sfârşitul destinderii, Td, se determină, similar presiunii pd, pe baza ecuaţiei:

Td ⋅Vdndm −1 = Tz ⋅Vzndm −1

(8.21)

astfel încât,

V  Td = Tz ⋅  z   Vd 

ndm −1

= Tz ⋅ ε ndm −1

(8.22)

Experimental s-au pus în evidenţă valori pentru presiunile şi temperaturile gazelor din cilindru, la sfârşitul destinderii, situate în următoarele intervale: -

motoare cu aprindere prin scânteie: 123

pd = (3 ... 5) p0

Td = (1400 ... 1800) [K] -

motoare cu aprindere prin comprimare: • cu regim rapid de funcţionare: • cu regim lent de funcţionare:

pd = (3 ... 6) p0 Td = (1000 ... 1200) [K] pd = (2,5 ... 3,5) p0 Td = (900 ... 1000) [K]

Valorile uzuale ale presiunilor şi temperaturilor la sfârşitul destinderii, pentru motoarele de automobile şi tractoare actuale, nesupraalimentate sunt cuprinse între următoarele limite: MAS MAC

pd = 0,35 – 0,60 [MPa], pd = 0,20 – 0,50 [MPa],

Td =1200 – 1700 [K]; Td =1000 – 1200 [K].

Influenţele privind destinderea se apreciază prin efectul pe are îl au asupra naturii schimbului de căldură din timpul procesului şi în final asupra valorii exponentului mediu al curbei reprezentative. Astfel, dacă un factor conduce la creşterea cantităţii de căldură Qpa, recepţionată de gaze în urma postarderilor, atunci exponentul mediu ndm scade, tinzând către 1. Deoarece, mărimea cantităţii de căldură Qpa se află în raport invers cu calitatea arderii, această regulă se poate traduce prin influenţa calităţii arderii asupra exponentului ndm şi anume, dacă un factor conduce la înrăutăţirea arderii, atunci exponentul ndm scade [7, 45]. Pe de altă parte, dacă un factor conduce la creşterea cantităţii totale de căldură Qc, cedată de gaze către pereţii care limitează spaţiul de destindere, atunci exponentul mediu ndm creşte, tinzând către valoarea exponentului adiabatic k. Cu aceste precizări se pot analiza o serie de influenţe principale asupra destinderii, fără însă a fi grupate pe categorii de factori de influenţă, ca în cazul studiului procesului admisiei [45]. Astfel, luând în discuţie dozajul, valoarea economică a acestuia conduce la creşterea exponentului ndm prin mărirea eficacităţii arderii şi a diminuării postarderilor. La modificarea dozajului faţă de valoarea care asigură cea mai bună ardere, exponentul ndm se reduce, apropiindu-se de valoarea 1. Mişcarea organizată a gazelor, prin intensificarea sa, conduce la creşterea exponentului ndm. Într-adevăr, turbulenţa intensă favorizează desfăşurarea arderii, deci micşorează intensitatea postarderilor. Pe de altă parte, turbulenţa favorizează şi schimbul de căldură cu pereţii, deci conduce la creşterea căldurii cedate, Qc astfel încât, în final ambele tendinţe conduc la creşterea exponentului politropic al destinderii, ndm. Influenţa turaţiei, ca şi factor funcţional, se manifestă în două moduri. Astfel, creşterea turaţiei amplifică postarderile şi micşorează cantitatea de 124

căldură cedată pereţilor, prin micşorarea duratei destinderii. Pe ambele căi deci, la creşterea turaţiei, exponentul mediu ndm se micşorează. Modificarea exponentului politropic cu turaţia se poate aprecia printr-o relaţie generală de tipul:

nd = A + B n

(8.23)

Constantelor A şi B, care intervin în această relaţie, le sunt atribuite valori în funcţie de categoria şi de tipul motorului. Astfel, pentru: - MAS, cu turaţia nominală relativ redusă: A = 1,21 – 1,23;

B = 140 – 120;

- MAC, cu camere de ardere divizate, de puteri medii: A = 1,15 – 1,20;

B = 80 – 120.

La MAS, se utilizează de obicei următoarea particularizare a relaţiei generale indicate mai sus:

nd = 1, 22 + 130 n

(8.24)

Cel de al doilea factor funcţional, adică sarcina, influenţează la rândul ei destinderea diferenţiat, în funcţie de tipul motorului. Din acest punct de vedere, la motorul cu aprindere prin scânteie, odată cu micşorarea sarcinii, exponentul mediu ndm scade. Acest fenomen apare deoarece, la sarcini parţiale, pe de o parte, postarderea se amplifică, iar pe de altă parte, prin reducerea cantităţii de combustibil care arde în cilindru, schimbul de căldură cu pereţii devine mai redus. La motorul cu aprindere prin comprimare se menţine tendinţa de scădere a exponentului ndm prin micşorarea cantităţii de căldură cedată pereţilor. În acelaşi timp însă, odată cu scăderea sarcinii, postarderile devin mai puţin intense, ceea ce face ca, pe această cale, ndm să crească. De aceea, în ansamblu, la acest tip de motor, exponentul mediu al curbei de destindere este puţin influenţat prin modificarea sarcinii. Astfel, prin analiza cumulată a influenţei celor doi factori funcţionali asupra destinderii se poate concluziona că exponentul politropic ndm scade atât cu creşterea turaţiei cât şi cu reducerea sarcinii. Regimul termic al motorului acţionează asupra cantităţii de căldură cedate pereţilor, Qc. Admiţând că toţi ceilalţi factori sunt invariabili, la o răcire intensă a pereţilor cilindrului, cantitatea de căldură cedată creşte şi astfel exponentul 125

mediu al curbei de destindere se măreşte. De aceea, în general, la motoarele răcite cu apă, ndm este mai mare decât la motoarele răcite cu aer. În ceea ce priveşte influenţa raportului volumetric, la creşterea valorii acestuia, exponentul ndm creşte, consecinţă a unor cauze multiple. O primă cauză constă în diminuarea postarderilor. În al doilea rând, prin creşterea raportului volumetric creşte gradul de destindere şi astfel, se măresc pierderile de căldură prin pereţi. Cea de a treia cauză are în vedere faptul că la grade mari de comprimare, temperaturile gazelor din cilindru cresc. Avansul la aprindere şi avansul la injecţie, influenţează intensitatea postarderii şi, prin aceasta, valoarea exponentului ndm. Astfel, la micşorarea avansurilor, ndm se micşorează de asemenea. Dacă se ia în considerare influenţa dimensiunilor cilindrilor trebuie să se aibă în vedere că cilindri motorului intervin, în principal, prin efectul lor asupra cantităţii de căldură cedate pereţilor. Astfel, la cilindrii similar geometric, mărirea dimensiunilor cilindrului, în condiţiile menţinerii neschimbate a turaţiei, micşorează suprafaţa laterală a unităţii de volum ocupat de gaze. În consecinţă, căldura cedată, Qc scade, ndm reducându-se. La cilindrii similari, cu modificarea corespunzătoare a turaţiei, caracterul schimbului de căldură nu este modificat şi astfel ndm rămâne acelaşi. Pe lângă influenţa celor trei factori constructivi, analizată mai sus, tot din această categorie de factori se recomandă şi studiul influenţei arhitecturii camerei de ardere. Aceasta poate influenţa cantitatea de căldură cedată, Qc, prin valoarea suprafeţei laterale, conducând astfel la modificarea exponentului ndm. Valoarea exponentului ndm se va modifica în sens invers cu gradul de compactitate a camerei de ardere, deoarece o cameră compactă pierde mai puţină căldură către exterior [45]. Un alt aspect al influenţei arhitecturii camerei de ardere este acela al turbulenţei organizate, care contribuie la desăvârşirea procesului de ardere a combustibilului. Astfel, o turbulenţă bună conduce la creşterea exponentului ndm deoarece micşorează intensitatea postarderilor.

126

Capitolul 9

Studiul procesului de ardere din motoarele cu piston

9.1 Premise ale aprinderii şi arderii în motoarele cu aprindere prin scânteie Mecanismul desfăşurării fenomenului arderii, aşa după cum arată diverşi autori [2, 5, 317, 18, 26, 45] se impune a fi cunoscut, mai ales în condiţiile în care apare o permanentă reducere a duratei acestuia ca o consecinţă a creşterii turaţiei motoarelor, factor determinant pentru îmbunătăţirea puterii lor litrice. După cum se cunoaşte, arderea poate fi definită [45] ca un proces complex de oxidare cu viteză ridicată a substanţelor combustibile, componente ale încărcăturii proaspete din cilindru, proces însoţit de degajare de căldură şi emisie de lumină. Acest proces care reprezintă de fapt o transformare a energiei chimice a combustibilului în energie calorică prin intermediul reacţiilor de oxidare, respectiv ardere, nu se produce instantaneu, ci într-un timp finit, generat de avansarea progresivă a arderii în masa amestecului constituit din aer şi combustibil. Ceea ce trebuie însă subliniat este faptul, considerat deosebit de important şi anume că desfăşurarea arderii depinde în primul rând de modul de formare a amestecului şi în al doilea rând de modul de aprindere. În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, aşa cum se ştie, aprinderea este comandată într-un moment bine determinat al ciclului prin declanşarea unei scântei electrice între electrozii bujiei. Se apreciază că orice alt mod de iniţiere a arderii conduce la evoluţii anormale ale procesului, de tipul arderii cu detonaţii sau arderii cu aprinderi secundare. Tocmai de aceea s-a demonstrat că omogenitatea foarte bună a amestecului aer-combustibil constituie o condiţie esenţială privind buna funcţionare a acestui tip de motor. Ea este asigurată de vaporizarea prealabilă a combustibilului, motiv pentru care gradul său de vaporizare influenţează toate calităţile motorului. Desigur că în aceste condiţii formarea amestecului prin injecţie de benzină satisface mult mai bine aceste deziderate decât alte procedee, în speţă carburaţia. Evoluţia normală a procesului de ardere presupune, aşa cum s-a arătat, arderea treptată a amestecului omogen. Fenomenul porneşte de la un focar iniţial situat în zona electrozilor bujiei. Durata necesară formării focarului iniţial, 127

denumită perioadă de inducţie, depinde de intensitatea mişcărilor turbulente, considerate la scară macroscopică. Fenomenul continuă prin apariţia unui front de aprindere care se deplasează cu viteze moderate către zonele din cilindru în care se găseşte amestecul proaspăt. Frontul de aprindere împarte spaţiul de ardere în două zone distincte şi anume: zona gazelor rezultate în urma reacţiei de ardere şi zona gazelor nearse, numită şi zona amestecului final, compusă din gaze aflate, sub influenţa presiunilor şi temperaturilor înalte, într-un stadiu avansat de descompunere, premergător arderii. La o analiză mai atentă, în realitate, frontul de aprindere constituie de fapt o a treia zonă, numită zonă de reacţie. Parametrul caracteristic al arderii normale este viteza de deplasare a frontului de aprindere, notată în general cu wfa. În acest context, propagarea frontului de aprindere, numit uneori şi frontul flăcării care constă în deplasarea zonei de reacţie se poate face în cadrul procesului de ardere, cu diferite viteze, în funcţie de influenţa pe care o manifestă factorii chimici şi cei fizici ce însoţesc arderea. Acest aspect este important deoarece viteza de propagare a flăcării împreună cu viteza reacţiilor de oxidare a moleculelor de combustibil determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere. Astfel, turbulenţa din spaţiul de ardere produce o abatere a formei frontului de aprindere de la aceea de calotă sferică, aşa cum apare în fig. 9.1, la o formă neregulată, prezentată în fig. 9.2 [45]. În această situaţie, viteza wfa caracterizează o porţiune finită de suprafaţă constituind viteza de deplasare a zonei de reacţie conţinută în suprafaţa respectivă, pe când pentru un element de suprafaţă se consideră viteza după direcţie normală, notată wfn, drept parametru definitoriu. O altă consecinţă a deformării frontului de aprindere este faptul că pe direcţii diferite viteza de deplasare a frontului are valori diferite. Se observă, de asemenea, că în cadrul aceleiaşi direcţii, la momente diferite, vitezele au valori diferite. Toate aceste aspecte pot fi puse în evidenţă în fig. 9.3, care reprezintă poziţii succesive ale frontului într-o secţiune transversală prin camera de ardere, considerate la intervale egale de timp (τ). În cadrul acestor figuri, prin S s-a notat poziţia bujiei de aprindere. În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, arderea amestecului în stratul frontului de aprindere care se propagă în camera de ardere de la punctul de aprindere în direcţia amestecului nears este foarte intensă şi se caracterizează prin viteze de propagare a flăcării care pot atinge valori de până la 40 [m/s]. Procesul de aprindere se produce după un mecanism monostadial la temperatură înaltă. Aprinderea la temperaturi înalte constă în producerea flăcării datorită autoaccelerării progresive a reacţiilor exoterme. Aceasta este posibilă deoarece între electrozii bujiei se formează un arc electric de înaltă temperatură (~10.000 [K]) care asigură ruperea coeziunii intermoleculare şi formarea unor

128

particule active (radicali liberi) care joacă rolul centrilor iniţiali ai reacţiilor. Aceştia dezvoltă reacţiile în lanţ, viteza lor crescând exponenţial în timp [7].

Fig. 9.2 Abateri ale frontului de aprindere datorită turbulenţei

Fig. 9.1 Delimitarea spaţiului din camera de ardere de către frontul de aprindere: 1 – gaze arse; 2 – amestec final

Fig. 9.3 Poziţii succesive ale frontului de aprindere pe direcţii diferite şi la momente diferite

Cu creşterea temperaturii iniţiale a amestecului, numărul centrilor activi creşte, lucru care este important pentru mărirea vitezei iniţiale de reacţie. Paralel cu autoaccelerarea reacţiilor în lanţ, creşte şi viteza de degajare a căldurii. După ce aceasta depăşeşte viteza de trecere a căldurii prin pereţii camerei de ardere, începe perioada de creştere a temperaturii amestecului, ceea ce conduce la autoaccelerarea reacţiilor în continuare şi la dezvoltarea arderii. Astfel, aprinderea la temperaturi ridicate este caracterizată printr-un proces neîntrerupt de trecere de la reacţiile iniţiale catenare la autoaccelerarea reacţiilor care constituie apoi principala formă de ardere a amestecului. Dintre teoriile arderii amestecurilor combustibile pe bază de hidrocarburi, cea mai răspândită este teoria reacţiilor accelerate în care procesul apariţiei flăcării se produce în lanţ, fiind nu numai o sursă puternică de căldură, dar şi o sursă de centri activi de tipul atomilor şi radicalilor liberi care difuzează în 129

gazele nearse, producând în masa acestora o autoaccelerare a reacţiilor de ardere. Teoria reacţiilor în lanţ analizează două căi posibile de dezvoltare a reacţiilor în masa de amestec: prima cale când, datorită consumului a peste jumătate din substanţele de ardere viteza de reacţie atingând un maxim, începe să scadă fără formarea flăcării, după cum se vede pe curbele 1 din fig. 9.4; a doua cale când, dezvoltarea reacţiei în lanţ conduce la o valoare a vitezei de degajare a căldurii ce asigură autoaccelerarea progresivă a vitezei de reacţie, ceea ce produce aprinderea masei de amestec date (curba 2). Condiţia autoaprinderii este atingerea unei valori critice a vitezei de reacţie Wcr, la care viteza de degajare a căldurii este suficientă pentru asigurarea căldurii de explozie. Prin τi s-a notat durata perioadei de inducţie. În cazul aprinderii prin scânteie a amestecului, temperatura sursei de aprindere este mai mare decât temperatura mediului ce urmează a fi aprins, lucru ce este Fig. 9.4 Variaţia vitezei de reacţie în timp însoţit de o însemnată degajare de căldură. Viteza reacţiilor chimice depinde de temperatură şi de concentraţia substanţelor ce intră în reacţie [7]. Au importanţă şi pierderile de căldură care, în cazul amestecurilor sărace vor fi mai mari deoarece arderea amestecului se încetineşte şi se prelungeşte, terminându-se când gazele ocupă un volum mare şi cu o mare suprafaţă de răcire prin pereţi. Se presupune că în jurul fiecărei picături de combustibil injectat se formează un înveliş sferic de amestec în care, pentru condiţii corespunzătoare de temperatură şi presiune de vapori a combustibilului se obţine zona de amestec optim de combustibil. 9.2. Etapizarea arderii normale în motorul cu aprindere prin scânteie În fig. 9.5 a se arată, cu ajutorul diagramei indicate cât şi cu diagrama de ardere (diagrama p - V, desfăşurată în coordonate p - α), împărţirea pe faze a procesului de ardere; această modalitate permite să se urmărească caracterul variaţiei presiunii gazelor în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit pe durata arderii [7, 45]. După cum se observă, între momentul producerii scânteii (1) şi punctul 2 nu se produce o creştere apreciabilă a presiunii; practic, curba ce marchează evoluţia presiunii din cilindru nu se deosebeşte de cea din cazul comprimării cu aprindere deconectată (linie întreruptă). După punctul 2 presiunea creşte însă 130

rapid până la valoarea maximă (3) pentru ca, ulterior, în cursa de destindere să se înregistreze o descreştere (punctul 4). Aşa cum s-a arătat, studiul procesului de ardere poate fi uşurat prin împărţirea sa pe faze. Astfel, întreaga perioadă de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie poate fi considerată, din punctul de vedere al creşterii presiunii, ca fiind formată din trei faze, în care acţiunea unor factori să fie suficient de clar conturată. Prima fază sau perioada de inducţie, numită uneori şi fază iniţială (αi) cuprinde fenomenele care determină apariţia primului nucleu de flacără; ea este controlată de proprietăţile fizico-chimice ale amestecului, proprietăţi care determină viteza de reacţie. Acţiunea turbulenţei se manifestă încetinind desfăşurarea acestei faze. În decursul acestei faze se arde o cantitate redusă de amestec (cca. 6-8 %), situată în jurul bujiei; presiunile şi temperaturile nu cresc vizibil deoarece căldura degajată abia compensează pierderile de căldură prin pereţii camerei de ardere. Această fază se desfăşoară pe durata a 5 - 7 [°RAC] şi se mai numeşte, în egală măsură şi întârziere la aprindere. Cea de a doua fază este faza principală de ardere, numită şi perioadă de propagare. Ea se notează cu αv sugerându-se astfel că ea se desfăşoară la un volum Fig. 9.5 Variaţia presiunii şi gradientului cvasiconstant, într-un interval acesteia în timpul arderii la motorul cu unghiular de 10 - 25 [°RAC], aprindere prin scânteie determinând mersul liniştit al motorului, adică caracterul creşterii presiunii, apreciat prin creşterea de presiune pe 1 [°RAC], respectiv dp/dα, numit şi gradient de presiune (fig. 9.5 b). Pentru perioada de la începutul arderii până la atingerea presiunii maxime, la motoarele cu raportul de comprimare cuprins în limite normale, viteza medie de creştere a presiunii, în [MPa/°RAC], este:

131

p − p2 ∆p = 3 ∆α αV

(9.1)

Acesta este un indice foarte important deoarece are influenţă asupra uzurii motorului şi, prin urmare, asupra durabilităţii motorului în ansamblu. Practica a arătat că motoarele au o funcţionare corespunzătoare dacă:

dp ∆p  MPa   MPa  = (0,8 ÷ 1,8) , iar = (2,5 ÷ 3) ,  dα ∆α  ° RAC   °RAC 

(9.2)

deoarece la valori mai mici arderea se prelungeşte în destindere, iar la valori mai mari motorul are o funcţionare dură. De asemenea, eficienţa maximă se obţine dacă presiunea maximă de ardere se atinge la 10 ÷ 15 [°RAC] după PMI [7]. Faza principală de ardere cuprinde fenomenele fizico-chimice care determină răspândirea flăcării în amestec. Astfel, căldura degajată prin dezvoltarea primelor reacţii, aferente perioadei de inducţie, precum şi particulele active produse de aceste reacţii se transmit particulelor cu care vin în contact, aprinzându-le şi provocând arderea celeilalte părţi de amestec în cadrul acestei a doua faze, generându-se astfel propagarea flăcării. Arderea care se produce după această schemă se numeşte, în general, normală sau fără detonaţie. Flacăra se propagă în camera de ardere în toate direcţiile, cu o viteza medie de 20 – 30 m/s şi, uneori, chiar de 40 [m/s]. Viteza de propagare a flăcării depinde de mai mulţi factori ca de exemplu: construcţia motorului (raportul de comprimare, temperatura pieselor, turbionarea asigurată) energia surselor de aprindere, avansul de aprindere, numărul bujiilor etc. A treia fază este faza finală sau perioada postarderii, notată cu (αf). Ea începe după atingerea presiunii maxime (punctul 3), încheindu-se în destindere (punctul 4), odată cu terminarea procesului de oxidare a combustibilului. În această fază de postardere sau ardere întârziată, se desăvârşesc reacţiile de ardere a combustibilului care nu a ars în fazele precedente. În acest caz viteza de ardere are valori reduse, aria frontului de flacără micşorându-se. Durata acestei faze este de aproximativ 30 ÷ 50 [°RAC], în condiţiile în care sfârşitul arderii este relativ greu de precizat, el putându-se aprecia numai după cantitatea de combustibil ars sau după căldura degajată în raport cu cea furnizată ciclului. Prezenţa acestei faze este de fapt o consecinţă a laturii turbulenţei care frânează arderea, ceea ce produce şi creşterea adâncimii zonei de ardere. Durata acestei faze afectează puternic economicitatea motorului. Ea scade când creşte cantitatea de combustibil care rămâne să ardă în această fază. Din acest motiv, se consideră că existenţa arderii în destindere este principala cauză care diferenţiază randamentul indicat al ciclului real de randamentul termic al ciclului teoretic izocor.

132

Acceleraţia propagării flăcării este generată, pe de o parte de către intensitatea transportului de substanţe şi particule active din flacără spre amestecul nears, fără schimbarea suprafeţei frontului flăcării, iar pe de altă parte atunci când turbulenţa se accentuează; în acest caz are loc, aşa cum s-a arătat (fig. 9.2) şi o deformare a frontului de aprindere, ceea ce provoacă mişcarea dezordonată atât a gazelor proaspete şi cât şi a celor arse, mărindu-se suprafaţa cuprinsă de flacără şi viteza maximă de ardere, aspect pus în evidenţă în fig. 6.6. Scara pulsaţiilor turbulente depinde de adâncimea zonei de ardere δ şi de amplitudinea oscilaţiilor frontului flăcării l. Dacă l ≤ δ se poate vorbi de o microturbulenţă, iar dacă l > δ există o macroturbulenţă, l putând ajunge la valori de zeci de [mm]. Deplasarea frontului flăcării în amestec, uniform în camera de ardere închisă, depinde de raportul de comprimare a amestecului încă nears care este puternic comprimat (de 7 - 8 ori) prin destinderea gazelor care au ars până în momentul respectiv în direcţia părţii de volum Fig. 9.6 Propagarea frontului de flacără cu gaze arse [2, 7, 45]. datorită acţiunii turbulenţei 9.3. Factori generali de influenţă asupra arderii în motorul cu aprindere prin scânteie Dintre factorii care influenţează viteza de ardere, compoziţia amestecului este un factor principal şi, prin urmare, şi degajarea de căldură. Temperatura maximă a ciclului şi regimul termic al pieselor depind în mod hotărâtor de dozaj [7]. Experienţele au stabilit că îmbogăţirea amestecului reclamă o micşorare a unghiului de avans la aprindere, din cauză că viteza de ardere, exprimată prin viteza de propagare laminară în amestec, aşa numita viteză normală, wfn, în acest caz se măreşte, după cum se vede în fig. 9.7, crescând totodată viteza de degajare a căldurii şi mărimea gradientului de presiune. La sărăcirea amestecului viteza de ardere scade, provocând o scădere a vitezei de degajare a căldurii, ceea ce duce la creşterea pierderilor termice. Perioada de întârziere la aprindere τi se măreşte în acest caz. Cu mărirea turaţiei arborelui cotit creşte viteza medie a pistonului şi, împreună cu aceasta, intensitatea pulsaţiilor turbulente. Acestea din urmă duc la mărirea vitezei medii de ardere wfa, fapt pus în evidenţă în fig. 9.8 permiţând o 133

creştere considerabilă a rapidităţii motorului. Cu mărirea turaţiei creşte, de asemenea, regimul termic, mărindu-se exponentul politropic de compresie nc, ceea ce accelerează formarea centrilor activi de ardere iniţiali, completându-se astfel influenţa intensificării turbulenţei provocată de mărirea turaţiei. Mărirea turaţiei motorului şi reducerea timpului de desfăşurare a procesului de ardere reclamă un unghi mai mare de avans la aprindere. Fără aceasta, o însemnată parte a amestecului va arde în timpul destinderii, ceea ce măreşte pierderile de căldură prin gazele de evacuare şi prin sistemul de răcire.

Fig. 9.7 Influenţa dozajului asupra vitezei de ardere

Fig. 9.8 Influenţa turaţiei asupra vitezei de propagare a frontului flăcării

La micşorarea sarcinii prin închiderea clapetei de acceleraţie, proporţia dintre gazele proaspete şi gazele reziduale din cilindru se modifică în sensul măririi coeficientului gazelor arse restante. Cantitatea mărită de gaze reziduale influenţează negativ asupra procesului de ardere, micşorând viteza de propagare a flăcării. Pentru înlăturarea acţiunii negative a gazelor reziduale asupra procesului de ardere (la turaţie constantă) trebuie să se mărească unghiul de avans la aprindere cu reducerea sarcinii. Dar prin aceasta se poate doar apropia sfârşitul arderii de PMI însă, pentru a scurta durata arderii trebuie să se îmbogăţească suplimentar amestecul cu atât mai mult cu cât sarcina este mai redusă. Printr-o îmbogăţire optimă a amestecului şi prin alegerea avansului optim de aprindere se poate realiza procesul de ardere cu o durată minimă chiar la sarcini foarte mici. În fig. 9.9 se prezintă diagramele indicate pentru trei reglaje diferite care exprimă sarcinile de: 100%, 40% şi 20%. Se observă că la închideri pronunţate ale clapetei de acceleraţie (20%) unghiul optim de avans la aprindere se măreşte considerabil [7]. În principiu, creşterea raportului de comprimare permite să se obţină la sfârşitul comprimării presiuni şi temperaturi mai mari, ceea ce accelerează pregătirea combustibilului pentru reacţiile de ardere. Perioada întârzierii la 134

aprindere la motoarele cu rapoarte mari de comprimare este mai mică şi din acest motiv va fi mai mică şi durata totală a arderii până la atingerea presiunii maxime. De aceea, presiunea maximă la aceste motoare se va obţine mai aproape de PMI, ceea ce se explică prin viteze mari de degajare a căldurii întrun volum relativ redus al camerei de ardere şi prin urmare cu pierderi termice minime.

Fig. 9.9 Influenţa sarcinii asupra diagramei indicate

Din punct de vedere al camerei de ardere, aspect la care se va reveni în continuare, cea mai eficace formă este cea semisferică, cu dispunerea superioară a supapelor, de preferat cu două bujii sau dacă se foloseşte una singură, aceasta să fie dispusă în centrul camerei. Ca regulă generală, problema formei camerei de ardere, precum şi numărul şi dispunerea bujiilor trebuie soluţionată astfel încât să se micşoreze la maximum suprafaţa de răcire şi să se scurteze drumul frontului flăcării, deoarece pe aceste căi se obţine viteza maximă de ardere.

9.4. Aspecte caracteristice arderii în motorul cu aprindere prin scânteie Caracteristic funcţionării motorului cu aprindere prin scânteie este, printre altele, faptul că presiunea medie indicată, pi şi randamentul indicat ηi variază în mod distinct odată cu calitatea amestecului. Fenomenul este aparent 135

contradictoriu. În timp ce valoarea maximă a presiunii medii indicate se manifestă în domeniul amestecurilor bogate, randamentul indicat maxim se obţine în domeniul amestecurilor sărace. În mod implicit, puterea maximă se va obţine la un coeficient de exces de aer diferit de acela la care apare economicitatea maximă. Tocmai din acest motiv, amestecul pentru care motorul dezvoltă randamentul maxim se numeşte amestec economic, fiind caracterizat prin valoarea λec a coeficientului de exces de aer, în timp ce puterea maximă se realizează cu amestecul de putere al cărui coeficient de exces de aer este λP , aşa cum se pune în evidenţă în fig. 9.10, în care se arată influenţa coeficientului excesului de aer, λ, asupra presiunii medii indicate şi randamentului indicat [2, 45]. În cazul alimentării prin injecţie de benzină există premise ca motorul să aibă un comportament oarecum diferit, în sensul că fenomenul descris este diminuat, domeniul dintre λP şi λec fiind mai restrâns datorită mai ales tendinţei de deplasare către dreapta a valorii λP . În mod normal, ηimax şi pimax ar trebui să se realizeze pentru λ=1, valoare la care temperatura din ciclul termic atinge valoarea cea mai mare. Dacă λ>1, puterea calorică a amestecului micşorându-se, temperatura maximă din ciclu se diminuează. La o variaţie inversă, când λ1 constituie o particularitate a motorului cu aprindere prin scânteie. Cu toate că amestecul combustibil-aer are un grad ridicat de omogenitate, există totuşi în interiorul camerei de ardere zone locale în care predomină lipsa sau excesul de oxigen, determinate de amestecarea imperfectă, mai ales în conducta de admisie. Deşi în ansamblu există oxigen suficient, lipsa locală de oxigen nu permite însă realizarea arderii complete în momentul parcurgerii acestor zone de către frontul de aprindere. Din acest motiv, pentru a preveni arderea incompletă se măreşte valoarea medie a coeficientului de exces de aer, astfel încât fluctuaţiile locale să nu conducă în nici o zonă din camera de ardere la valori subunitare pentru λ. Se 136

asigură în acest mod eliberarea completă a energiei chimice a combustibilului în vederea obţinerii randamentului maxim, pentru λ = λec . La acest lucru contribuie bineînţeles şi alte aspecte. Astfel, odată cu creşterea lui λ (λ>1) se măreşte durata de ardere deoarece se extinde zona de reacţie din flacăra turbulentă, ceea ce intensifică fenomenul de ardere întârziată şi reduce viteza de degajare a căldurii de reacţie în faza arderii rapide. Presiunea maximă din ciclu va scădea, odată cu ea va scădea şi randamentul termic ηt, tendinţă care este însă contracarată, până la limita λ = λec, prin diminuarea substanţială a arderii incomplete; global, ηi se va îmbunătăţi deci în domeniul amestecurilor sărace până la limita enunţată, λ = λec. Ulterior, la creşterea în continuare a lui λ, efectul de reducere a temperaturii maxime, menţionat anterior, devine predominant, acţionând direct asupra lui ηt şi producând reducerea lui ηi . În plus, odată cu sărăcirea amestecului se măreşte proporţia de gaze biatomice din gazele arse; este vorba de azot şi de oxigen, care au o căldură specifică mai mică. Din acest motiv, pierderile de căldură prin gazele evacuate se vor reduce corespunzător, iar temperaturile maxime din ciclu cresc. Acest lucru constituie o premisă clară de ameliorare a randamentului termic al ciclului, aspect confirmat şi de cunoscuta relaţie:

ηt = 1 −

1 ε k −1

,

(9.3)

în care, ţinând seama de legea de variaţie a exponentului adiabatic:

k =1+

8,314 , cv

(9.4)

valoarea medie a acestuia creşte la sărăcirea amestecului, deoarece căldura specifică cv, se micşorează odată cu mărirea cantităţii de aer din amestec. Toate aceste aspecte, determinante în ameliorarea randamentului motorului, acţionează benefic în cazul formării amestecului prin injecţie de benzină când condiţiile de realizare şi calitatea amestecului sunt net superioare carburaţiei. Astfel, amestecul este mai omogen, diminuându-se considerabil fluctuaţiile locale, ceea ce conduce la realizarea unor valori λec mai ridicate. În acest mod se reduce şi fenomenul de ardere incompletă, cu consecinţele favorabile asupra lui ηi, expuse mai sus, obţinându-se simultan îmbunătăţirea randamentului termic pe baza creşterii valorii exponentului adiabatic la funcţionarea cu un amestec mai sărac, aspect la care contribuie bineînţeles şi micşorarea pierderilor de căldură prin gazele evacuate. Evident, aceste aspecte au pus în evidenţă oportunitatea funcţionării motorului cu amestecuri foarte sărace, deziderat care la prima vedere întâmpină dificultăţi generate de limita de inflamabilitate a amestecului precum şi de 137

apariţia fenomenului de dispersie ciclică provocat de instabilitatea aprinderii şi arderii acestor amestecuri. Această problemă, a arderii amestecurilor sărace, va fi însă tratată într-un capitol ulterior al lucrării. Un alt parametru care se modifică cu dozajul este viteza de reacţie a combustibilului. Maximul valorii acestei viteze se atinge în domeniul amestecurilor bogate conducând, aşa cum se ilustrează în fig. 9.11 a, b, la atingerea, în cadrul ciclului motor a presiunii indicate maxime [2]. Dependenţa acestor două mărimi este determinată în special de intensificarea reacţiei chimice din flacăra turbulentă. În cazul dozajelor bogate, când viteza de reacţie este mare, durata transformărilor chimice din flacăra turbulentă se reduce, conducând astfel la reducerea grosimii zonei de ardere din flacără. Se poate considera că, prin reducerea acestei grosimi a zonei de ardere odată cu îmbogăţirea amestecului, în faza finală a arderii când frontul de ardere ajunge la perete, rămâne mai puţin combustibil care va arde, degajându-se şi puţină căldură. Căldura, degajată majoritar în faza arderii rapide, în jurul PMI, în condiţii de variaţie minimă a volumului, conduce la obţinerea unui nivel mai mare al presiunii maxime din ciclu. Presiunea maximă mai ridicată este determinată, în acelaşi timp, într-o pondere mai redusă însă şi de fenomenul dilataţiei molare care apare la îmbogăţirea amestecului.

Fig. 9.11 Influenţa calităţii amestecului şi a momentului declanşării scânteii asupra variaţiei presiunii în perioada arderii

Evident, la îmbogăţirea în continuare a amestecului, dincolo de valoarea λ = λP, presiunea medie indicată începe să scadă, aspectul arderii incomplete devenind predominant. Amestecul mai omogen obţinut mai ales în cazul injecţiei directe necesită o valoare λP mai are decât în cazul carburaţiei, arderea incompletă se diminuează iar valoarea pimax creşte, îmbunătăţindu-se performanţele de putere şi consum ale motorului. 138

Aspectul generat de faptul că, în condiţiile invariabilităţii celorlalţi factori modificarea dozajului antrenează un maxim al economicităţii pentru amestecuri sărace, caracterizate prin λec şi un maxim al puterii pentru amestecuri bogate, caracterizate prin λP, este foarte important deoarece delimitează câmpul de variaţie utilă a lui λ. În această idee este normal ca motorul cu aprindere cu scânteie să funcţioneze cu economicitate maximă la dozaje apropiate de λec. Pe de altă parte însă, având în vedere criteriile de utilizare a materialului, este în acelaşi timp raţional ca la aceeaşi putere litrajul motorului să fie minim. Deoarece capacitatea cilindrică este:

Vt =

300 ⋅ Pe ⋅τ 1 ⋅ , n pe

(9.5)

unde Pe este puterea efectivă a motorului în [kW], τ numărul de timpi, n turaţia motorului în [rpm] şi pe presiunea medie efectivă în [daN/cm2], rezultă că, pentru un motor de putere dată, la o turaţie determinată, litrajul este invers proporţional cu presiunea medie efectivă, pe. Se observă că litrajul minim se va obţine, în acest caz, pentru pemax, adică proiectând motorul pentru λ = λP. În realitate, ţinând seama că un motor de automobil funcţionează rar la puterea maximă, el se proiectează în condiţia λ ≅ λP pentru realizarea dimensiunilor minime, dar în regimurile de funcţionare cele mai frecvente, dezvoltate în 60 ,…, 80% din perioada de exploatare a motorului, amestecul se reglează pentru λ = λec. Deşi carburatoarele motoarelor de automobil au fost prevăzute cu dispozitive care asigură reglajul economic sau de putere al amestecului, în funcţie de regimul de lucru, cel mai bine răspund acestor deziderate sistemele moderne de injecţie a benzinei. Dozarea foarte precisă a amestecului şi timpii de răspuns reduşi, caracteristici sistemelor de injecţie, asigură mult mai eficient decât carburatoarele şi realizarea regimurilor tranzitorii; de pildă, o îmbogăţire rapidă a amestecului, până la dozajul de putere λP, atunci când pentru perioade scurte de timp se impune o creştere a puterii ce nu poate fi realizată pe altă cale (de exemplu prin creşterea turaţiei). În timp ce la carburaţie, în regim de economicitate avansată, puterea motorului scade cu circa 7-12% faţă de puterea maximă, în regim de putere maximă economicitatea este substanţial compromisă reducându-se cu 12-22% faţă de regimul anterior; aceste intervale de variaţie sunt practic înjumătăţite la alimentarea motorului prin injecţie de benzină [2]. Dozarea precisă a amestecului, corelată cu o serie întreagă de factori suplimentari, impune fără rezerve alimentarea prin injecţie de benzină, ceea ce asigură încă din faza de proces, la nivelul cilindrului motorului, limitarea unor efecte nedorite. Astfel, sărăcirea exagerată a amestecului în scopul reducerii consumului de combustibil, în cazul carburaţiei, când nu există un control riguros al dozajului, ,conduce la uzuri pronunţate ale motorului deoarece, crescând durata de ardere, flacăra care vine în contact prelungit cu pelicula de 139

ulei de pe oglinda cilindrului arde filmul de ulei şi compromite ungerea. În plus, durata crescândă a arderii ridică nivelul regimului termic al motorului deoarece creşte temperatura gazelor de evacuare. Pe de altă parte, calitatea amestecului afectează arderea cu detonaţie. Modificând doar calitatea amestecului, ceilalţi factori rămânând constanţi, se observă că intensitatea maximă a detonaţiei apare în preajma amestecurilor de putere deoarece, la aceste valori la care λ = λP se atinge viteza de reacţie cea mai mare, presiunea maximă din ciclu cea mai înaltă şi în acelaşi tip gradul de comprimare a amestecului din zona finală cel mai ridicat. În cazul carburaţiei, unde nu există o limitare a funcţionării motorului în regim detonant, îmbogăţirea amestecului în anumite limite are ca rezultat micşorarea intensităţii detonaţiei deoarece, în condiţii de exploatare intervin efecte suplimentare şi anume, pe de o parte răcirea intensă a amestecului iniţial prin vaporizarea unei cantităţi suplimentare de combustibil, iar pe de altă parte, datorită aceluiaşi mecanism, micşorarea regimului termic al motorului. Metoda în sine este obiecţionabilă prin prisma consumului de combustibil şi a emisiilor poluante. Mai mult, dozajele apropiate de cel de putere maximă au cea mai mare tendinţă la aprinderi secundare. 9.5. Optimizarea raportului de comprimare la motorul cu aprindere prin scânteie Majorarea raportului de comprimare, ε, constituie, după cum bine se cunoaşte, calea primordială de ameliorare a randamentului motoarelor cu aprindere prin scânteie. La nivelul ciclului real, raportul de comprimare acţionează de fapt majoritar prin influenţa pe care o exercită asupra fazelor procesului de ardere. Astfel, pentru un avans la aprindere constant, durata fazei iniţiale se reduce odată cu mărirea raportului de comprimare. Creşterea presiunii după cunoscuta lege ,

pc = paε

ncm

(9.6)

unde: pa şi pc sunt presiunile la începutul, respectiv la sfârşitul comprimării, iar ncm reprezintă valoarea medie a exponentului politropic de comprimare (ncm>1), măreşte viteza de reacţie, diminuând durata fazei iniţiale. Pe de altă parte, mărirea raportului de comprimare conduce simultan şi la o creştere de temperatură; aceasta influenţează faza iniţială a procesului de ardere în mod contradictoriu. Pe de o parte, întocmai ca şi presiunea, prin efectul avut asupra vitezei de reacţie tinde să scurteze durata fazei iniţiale, pe de altă parte tinde să o mărească, prin amortizarea pulsaţiilor turbulente. Deoarece însă:

140

Tc = Taε

ncm −1

,

(9.7)

unde: Ta, Tc sunt temperaturile la începutul, respectiv la sfârşitul comprimării, creşterea temperaturii este mai redusă decât a presiunii. Este posibil, din acest motiv, aspect confirmat şi experimental, ca efectul predominant să fie cel al presiunii.

Fig. 9.12 Influenţa raportului de comprimare asupra fazei principale de ardere

Fig. 9.13 Variaţia avansului optim la aprindere în funcţie de raportul de comprimare

La nivelul fazei principale de ardere se constată că în condiţiile aceluiaşi avans la aprindere (β S = constant), apare o retragere a ei către PMI, odată cu creşterea raportului de comprimare, tocmai datorită reducerii duratei fazei iniţiale. Acest aspect, pus în evidenţă în fig. 9.12, indică de fapt o deplasare a fazei principale într-o zonă de turbulenţă din ce în ce mai intensă odată cu mărirea lui ε, ceea ce determină în mod clar reducerea duratei ei, datorită intensificării vitezei de propagare. Pentru ca punctul de desprindere să rămână constant pe ciclu şi în acelaşi timp faza principală să nu fie retrasă exagerat în raport cu PMI, la mărirea lui ε avansul optim trebuie să scadă după o variaţie sugerată în fig. 9.13. Se constată în acelaşi timp că, odată cu mărirea raportului de comprimare apare o creştere a nivelului presiunilor maxime din ciclu. Dacă avansul la aprindere este constant, acest lucru se explică pe de o parte prin ridicarea generală a nivelului de presiuni, iar pe de altă parte prin aceea că faza principală de ardere, aşa cum s-a arătat, se retrage progresiv din destindere în jurul punctului mort interior. Creşterea lui ε oferă, în egală măsură, o cale de intensificare a transformărilor chimice din zona de ardere. Influenţa asupra cineticii reacţiilor chimice conduce la modificarea adâncimii zonei de ardere şi a duratei fazei finale. În final, întreaga durată a arderii se micşorează, ceea ce constituie principala cauză a îmbunătăţirii randamentului indicat la creşterea lui ε. 141

9.6. Fenomene de ardere anormală în motorul cu aprindere prin scânteie Mărirea, în continuare, a raportului volumetric de comprimare, ε, antrenează o intensificare a unui fenomen de ardere anormală, cunoscut sub numele de detonaţie. În acest caz, în primul rând, creşte regimul de presiuni şi temperaturi aplicat amestecului din zona finală. Manifestările detonaţiei pot fi grupate în mod clasic în următoarea manieră, expusă în cele ce urmează [2, 17, 45]. - Diminuarea puterii indicate a motorului; ea se manifestă progresiv, din momentul apariţiei detonaţiei, de la o valoare limită a excesului de aer, λ = λdet, pe măsura intensificării fenomenului. De remarcat că la o intensitate redusă a detonaţiei reducerea puterii motorului poate ajunge la 10 − 20% din valoarea dezvoltată la funcţionarea normală. - Micşorarea randamentului indicat; poate conduce în cazul unei intensităţi a detonaţiei relativ redusă la creşteri ale consumului specific de 10−20%. - Reducerea temperaturii gazelor evacuate; aceste prime trei manifestări sunt sugerate în fig. 9.14 a, b, c.

Fig. 9.14 Modificarea unor parametri ai motorului la apariţia detonaţiei

Fig. 9.15 Variaţia temperaturii cilindrului în cazul arderii normale şi detonante

- Ca o consecinţă directă a primelor două manifestări apare o creştere a cantităţii de căldură cedate lichidului de răcire. - Apariţia, în unele cazuri, a fumului negru în gazele de evacuare. 142

- Supraîncălzirea motorului, produsă atât de evacuarea prin lichidul de răcire a unei cantităţi suplimentare de căldură cât şi de temperaturile mai ridicate din gazele de ardere. Figura 9.15 indică modificarea temperaturii cilindrului motorului la creşterea raportului de comprimare peste valoarea limită la care apare detonaţia (ε > εlim). Temperatura cilindrului creşte ca urmare a solicitărilor termice suplimentare la care este supus. În acelaşi timp apare o încălzire suplimentară a supapelor, electrozilor bujiei şi mai ales a capului pistonului. - Funcţionarea brutală, trepidantă a motorului. - Apariţia unui zgomot metalic caracteristic, însoţită de o intensificare a vibraţiilor motorului. Astfel, în fig.9.16 a se arată oscilograma vibraţiilor pereţilor cilindrului în cazul arderii normale în timp ce în fig.9.16 b, apare oscilograma vibraţiilor pereţilor cilindrului în situaţia arderii cu detonaţie. Se remarcă creşterea considerabilă a amplitudinii vibraţiilor, în timp ce frecvenţa se măreşte de la circa 4000 [Hz] până la 6000 [Hz]. - Durabilitatea redusă a motorului, consecinţă a celor arătate la punctele anterioare. Fig. 9.17 pune în evidenţă, comparativ, aspectul uzurii pe lungimea cilindrului, în situaţia funcţionării fără şi cu detonaţie. Se poate observa la partea superioară a cilindrului o uzură mult mai pronunţată în cazul funcţionării detonante. Pe de altă parte, supraîncălzirea pistonului poate duce la arderea unei părţi din el sau chiar la spargerea lui, aşa cum se sugerează în fig. 9.18. Vibraţiile de mare frecvenţă iniţiate de detonaţie pot produce fisurarea izolatorului bujiei, însoţite de oscilaţii puternice de încovoiere a electrodului de masă, ajungându-se chiar la ruperea lui. O uzură suplimentară apare, de asemenea, la nivelul cuzineţilor.

Fig. 9.16 Oscilograma vibraţiilor pereţilor cilindrului: a – ardere normală; b – ardere cu detonaţie

Fig. 9.17 Variaţia uzurii cilindrului în funcţie de natura arderii

Faţă de arderea normală, care este iniţiată de o scânteie electrică comandată şi în care frontul de aprindere traversează camera de ardere progresiv, cu o viteză moderată, în motoarele cu aprindere prin scânteie pot apărea frecvent, în mod înlănţuit ambele forme de ardere anormală, adică arderea secundară şi arderea cu 143

detonaţie. Acest al doilea tip de ardere anormală, numit ardere iniţiată de aprinderi secundare, constă în formarea unuia sau mai multor fronturi de aprindere, prin aprinderea amestecului de la orice altă sursă de aprindere decât scânteia Fig. 9.18 Spargerea pistonului în cazul arderii detonante electrică şi care se propagă cu viteze moderate. Spre deosebire de această primă formă de ardere anormală, detonaţia este generată de autoaprinderea ultimei părţi din încărcătura proaspătă, înainte ca frontul de aprindere să fi avut timpul necesar să parcurgă în întregime camera de ardere. Arderea cu aprinderi secundare se poate transforma cu uşurinţă într-o ardere detonantă, fenomenul căpătând astfel amploare mai mare. Dintre aceste două forme detonaţia este mai importantă şi mai periculoasă. Fenomenul detonaţiei implică două laturi fundamentale, confirmate de experimentările cercetătorilor; este vorba de latura chimică determinată de mecanismele de autoaprindere a amestecului iniţial din faţa frontului de aprindere şi de latura fizică care constă din propagarea unor puternice oscilaţii de presiune. Se consideră că aspectul chimic este preponderent în desfăşurarea fenomenului. Detonaţia apare la o presiune şi o temperatură înalte, spre finele procesului de ardere şi este fără îndoială rezultatul creşterii excesiv de rapide a vitezei de reacţie. Zona finală a amestecului se caracterizează prin prezenţa unor puternice transformări chimice. Prezenţa unor substanţe chimice de tipul peroxizilor şi aldehidelor în zona detonării indică un fenomen chimic, datorat proceselor specifice de oxidare din faţa frontului de aprindere. Procesul de oxidare ce are loc în amestecul final, numit şi end-gas şi care conduce la detonaţie, comportă mai multe faze. Numărul fazelor depinde de structura hidrocarburilor şi de condiţiile experimentale. De exemplu, hidrocarburile parafinice saturate pot să prezinte în general patru faze de ardere. Astfel, pentru heptan normal şi aer aceste faze sunt următoarele:
Faza de preflacără rece;
Faza de flacără rece;
Faza de flacără albastră;
Faza de flacără normală (autoaprinderea propriu-zisă) Autoaprinderea rapidă a end-gas-ului, este anticipată printr-o serie de reacţii chimice rapide, care precedă frontul de flacără, numite şi reacţii de preardere şi care pot cuprinde între una şi patru faze. S-a constatat acumularea unei concentraţii de peroxizi organici, care determină descompunerea lor explozivă, cu apariţia flăcării reci. Consecinţa este o uşoară creştere de presiune în cilindrul motorului, ca rezultat al efectului termic al reacţiilor de oxidare şi al efectului molar. Zona transformărilor profunde a hidrocarburilor este faza următoare reprezentată de flacăra albastră.

144

Ultima fază a procesului, pusă în evidenţă prin fotoînregistrări, constă în apariţia nucleelor de flacără caldă. Autoaprinderea din zona amestecului final reprezintă de fapt, aşa cum se remarcă, un proces de autoaprindere polistadială la temperaturi joase datorat acumulării unei concentraţii critice de peroxizi organici ce determină descompunerea lor explozivă cu apariţia flăcării reci. Analizând aspectul chimic al detonaţiei s-a constatat că neomogenitatea termică, dar mai ales chimică, în unul sau mai multe puncte succesive, creează condiţii favorabile pentru apariţia unui nucleu de flacără rece în cadrul amestecului din zona finală; acest nucleu se propagă în restul amestecului iniţial cu viteze de ordinul zecilor de [m/s], putându-l cuprinde în întregime. Aceeaşi pregătire termică şi chimică inegală a diferitelor volume din amestec generează apariţia unui nucleu de flacără albastră, nucleu care la rândul lui se propagă cu o viteză mărită faţă de cea a flăcării reci. Tot sub forma unui nucleu, în zona amestecului final apare şi flacăra caldă; atunci când este vorba de o detonaţie mai puternică apar de fapt mai multe nuclee care, datorită pregătirii chimice prealabile, se răspândesc în amestecul iniţial din faţa frontului de aprindere cu viteze mult sporite. Aceste viteze mari de propagare a flăcărilor polifazice sunt rezultatul unei accelerări chimice a flăcărilor, ca urmare a reacţiilor chimice prealabile din amestecul din zona finală. Din punctul de vedere al laturii fizice a detonaţiei, propagarea cu viteze foarte mari a flăcărilor din focarele de aprindere este, de fapt, o succesiune de autoaprinderi a unor volume învecinate de amestec. Această autoaprindere succesivă a unor importante volume învecinate de amestec, precum şi destinderea lor, determină un dezechilibru local de presiune şi constituie cauza apariţiei unei unde de şoc puternice care se propagă în amestecul din camera de ardere. Când unda este suficient de intensă, la reflectarea ei la perete, temperatura şi presiunea cresc mult. Fiind vorba de o reflexie fără schimbare de semn, amplitudinile undelor se adună. Datorită autoaprinderii amestecului în frontul undei, unda reflectată se transformă într-o undă de detonaţie. În acest front al undei transformările chimice ale amestecului se termină aproape complet. În final, detonaţia în motorul cu aprindere prin scânteie apare în procesul chimic de aprindere polistadială la temperatură joasă a ultimei părţi a amestecului, înainte ca flacăra să fi parcurs în întregime camera de ardere. Undele de şoc dau naştere la unde de detonaţie. În mod logic, din punct de vedere al arderii, condiţia evitării detonaţiei se poate exprima printr-o relaţie temporală şi anume, durata necesară autoaprinderii amestecului din zona finală trebuie să fie superioară duratei propagării frontului de aprindere. În cazul arderii cu detonaţie, analizând diagrama indicată se constată că ea are o formă tipică, prezentând trei particularităţi distincte în raport cu diagrama 145

indicată în regim de ardere normală [2]. Astfel, pe fig. 9.19 se pune în evidenţă în primul rând faptul că detonaţia, ca fenomen, se manifestă numai în ultima parte a procesului de ardere, creşterea puternică de presiune cu caracter violent apărând după punctul u.

Fig. 9.19 Diagrama indicată şi diagrama de ardere

În al doilea rând se constată că după atingerea valorii maxime, presiunea înregistrează iniţial oscilaţii puternice, care apoi se amortizează progresiv, către finele cursei de destindere. În fig. 9.20 se prezintă zona în care amestecul arde cu detonaţie înaintea străbaterii sale de către frontul flăcării, sub acţiunea undei de şoc [10]. După cum se observă, la sfârşitul propagării normale a frontului flăcării în amestecul nears apare autoaprinderea care este şi cauza directă a apariţiei undei de şoc. După această schemă, în momentul producerii autoaprinderii (+6,25[°RAC] după PMI), viteza frontului se micşorează brusc, ceea ce Fig. 9.20 Autoaprinderea amestecului la se explică prin acţiunea inversă motorul cu aprindere prin scânteie (destinderea) a gazelor arse datorită 146

autoaprinderii, în care se produce o importantă cantitate de căldură în perioada prearderii. Trebuie remarcat, în al treilea rând, că aria diagramei în cazul arderii cu detonaţie este mai redusă decât aria diagramei normale, ceea ce explică diminuarea lucrului mecanic indicat şi în consecinţă a puterii indicate. Arderea cu aprinderi secundare poate constitui în egală măsură un factor favorizant al apariţiei detonaţiei. Astfel, în fig. 9.21 [7] se prezintă câteva modele de propagare a flăcării la arderea cu aprinderi secundare (b şi c) în comparaţie cu arderea normală (a). După cum se cunoaşte, arderea cu aprinderi secundare poate îmbrăca două forme şi anume, arderea cu preaprinderi secundare şi arderea cu postaprinderi secundare.

Fig. 9.21 Modele de propagare a flăcării la arderea normală în motorul cu aprindere prin scânteie (a) şi la arderea cu aprinderi secundare (b şi c)

Fig. 9.22 Diagramele indicate în cazul preaprinderii (a) şi postaprinderii (b)

147

De menţionat că în cazul preaprinderii secundare apare o suprapunere parţială a procesului de ardere cu procesul de comprimare, ceea ce conduce la apariţia unei bucle negative pe diagrama indicată, aşa cum se prezintă în fig. 9.22 a consumându-se astfel pentru comprimarea amestecului un lucru mecanic suplimentar, proporţional cu suprafaţa haşurată. Pe de altă parte, în cazul postaprinderii secundare se poate ajunge la o creştere bruscă a presiunii, valorile maxime ale acesteia depăşind limitele admise, aspect pus în evidenţă în fig. 9.22 b. În acelaşi timp, trebuie menţionat că postaprinderile devin mai frecvente la rapoarte mari de comprimare, apreciindu-se că arderea cu aprinderi secundare impune, la rândul ei limite maxime ale rapoartelor de comprimare mai severe însă decât arderea cu detonaţie. Aprinderile secundare sunt în principal provocate de temperaturile ridicate ale părţilor proeminente ale bujiei. Temperaturile acestor proeminenţe trebuie să se afle în limitele 853-1123 [K] pentru a nu provoca nici aprinderi secundare şi nici depuneri de calamină pe bujie [7]. 9.7. Influenţa tipului şi arhitecturii camerei de ardere asupra procesului de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie Stabilirea arhitecturii optime a camerei de ardere, corelată cu modul şi locul de formare a amestecului în vederea obţinerii unor performanţe cât mai bune, constituie în prezent o problemă importantă pentru care există instrumente de abordare. Pentru a diminua pierderile de căldură şi simultan limitarea formării hidrocarburilor în interiorul camerei de ardere, suprafaţa acesteia, s, trebuie să fie cât mai redusă în raport cu volumul său, v. Tocmai din acest motiv, cel mai sugestiv criteriu de apreciere a camerelor de ardere, din punct de vedere geometric, este compactitatea acestora, exprimată prin factorul de compactitate, notat cu Θ şi definit astfel:

s Θ=  v

−1

(9.8)

Dacă raportul s/v scade (se reduce suprafaţa unităţii de volum), compactitatea camerei creşte, acest aspect fiind marcat de valoarea Θ. În realitate, noţiunea de compactitate a camerei de ardere este ceva mai largă. Prin compactitate trebuie să se înţeleagă atât forma în care se prezintă volumul masei principale de amestec cât şi poziţia acesteia faţă de locul în care se produce aprinderea, adică faţă de locul unde este amplasată bujia [2, 4, 8, 18, 19]. Valoarea crescută a compactităţii, exprimată printr-o valoare mare a factorului de compactitate, atrage arderea cu viteză foarte mare a majorităţii 148

amestecului (peste 90%). La acest lucru contribuie şi poziţia cât mai apropiată a punctului de aprindere de centrul de greutate al volumului ocupat de masa principală de amestec [5]. În fig. 9.23 se prezintă, în mod sugestiv, variaţia raportului s/v în cazul mai multor tipuri de camere de ardere, pentru alezajul de 100 mm şi raport de comprimare ε = 9.

Fig. 9.23 Influenţa tipului camerei de ardere asupra compactităţii

Camera de ardere cu cea mai redusă suprafaţă pentru un volum dat este camera cu configuraţie sferică. Din acest punct de vedere, camera ideală ar fi o sferă cu aprindere în centrul său deoarece, după cum se cunoaşte, pentru un volum dat sfera are cea mai mică suprafaţă iar aprinderea în centrul său asigură drumurile cele mai scurte de propagare a frontului de ardere, pe toate direcţiile. Constructiv însă, realizarea camerei sferice cu aprindere centrală pune o serie de probleme. În plus, camera sferică nu răspunde foarte bine altor deziderate, relativ la mersul liniştit al motorului, la generarea unui grad ridicat de turbulenţă sau la emisia unei cantităţi reduse de hidrocarburi. Camerele de ardere emisferice cu amplasare centrală a bujiilor au debutat mai ales la motoarele automobilelor sport, permiţând utilizarea unor rapoarte de comprimare mai mari şi ca atare presiuni medii efective mai ridicate. Poziţia punctului de aprindere poate fi precizată prin mărimea distanţei care îl separă de centrul de greutate a volumului principal al camerei. Această distanţă, notată cu litera a pe fig. 9.24, se numeşte abaterea bujiei. Evident, la camera sferică cu aprindere centrică, a = 0. În vederea comparării, din acest punct de vedere, a diferitelor tipuri de camere de ardere, se utilizează valoarea relativă a distanţei a, obţinută prin raportare la valoarea alezajului, D:

a

A= D,

(9.9)

Raportarea la alezajul D, se explică prin aceea că, abaterea maximă posibilă, a, poate fi D/2 , adică: a ≤

D , deci în final, A ≤ 0,5 . 2

149

Influenţa compactităţii şi a abaterii bujiei asupra duratei propagării frontului de ardere, τfa şi deci şi asupra economicităţii motorului poate fi exprimată [4], în mod simplificat, prin următoarea dependenţă:

τ fa =k1 +

k2 + k3 A , c

(9.10)

în care k1, k2, k3 sunt constante determinate experimental.

Fig. 9.24 Abaterea bujiei pentru diferite tipuri de camere de ardere

Variaţia duratei arderii în funcţie de factorul de compactitate Θ se poate urmări în fig. 9.25. Forma geometrică a camerei de ardere are o influenţă importantă asupra procesului de ardere şi din alte considerente. Forma geometrică, denumită uzual, aşa cum se cunoaşte, arhitectura camerei de ardere, este dictată şi de poziţia supapelor. În cadrul unui amestec perfectat, arhitectura camerei de ardere influenţează durata propagării frontului de aprindere (τfa). Deoarece τfa = L/wfa [2], în care L este distanţa maximă de la bujie Fig. 9.25 Variaţia duratei arderii în funcţie până la peretele opus camerei de de compactitatea camerei ardere, iar wfa viteza medie a frontului de aprindere, reiese că durata propagării este cu atât mai redusă cu cât drumul parcurs de flacără este mai mic, deci camera de ardere mai compactă, iar viteza medie de propagare a flăcării mai mare.

150

În cazul injecţiei de benzină, mai ales la injecţia directă, datorită condiţiilor mai bune de formare şi de distribuire a amestecului în interiorul camerei de ardere, gradul în care acesta este cuprins de frontul de aprindere la deplasarea lui, este net superior altor situaţii. De astfel, acest aspect se corelează şi cu tipul şi forma camerei de ardere, constituind o caracteristică a acesteia. Astfel, o măsură a volumului de amestec cuprins de frontul de aprindere după un anumit drum parcurs, o constituie variaţia ariei suprafeţei frontului de aprindere Afa, în raport cu drumul parcurs L. Din acest motiv, funcţia Afa = f (L) se numeşte caracteristica camerei de ardere. Ea influenţează legea de degajare a căldurii şi în final legea de variaţie a presiunii pe durata fazei principale de ardere [2]. În fig. 9.26 se diferenţiază influenţa volumelor de amestec iniţial cuprinse de frontul de aprindere în timpul propagării asupra vitezei de creştere a presiunii, B fiind poziţia bujiei. În prima situaţie (a), datorită formei camerei de ardere, volumul de amestec iniţial creşte treptat, pe măsura propagării flăcării. Corespunzător, în diagrama p –α se observă că viteza de creştere a presiunii se amplifică ajungând la valori importante spre sfârşitul propagării. Pentru a doua formă de cameră de ardere (b), presiunea creşte brusc la începutul arderii vizibile, deoarece suprafaţa frontului de aprindere se măreşte rapid; Fig. 9.26 Influenţa camerei de ardere asupra vitezei de creştere a presiunii pe măsură ce dimensiunile camerei se reduc, viteza de creştere a presiunii scade treptat, ajungând la valori mici spre finele propagării când volumul de amestec cuprins de flacără este foarte mic. Cea de a treia variantă de cameră de ardere analizată, prin forma ei, combină efectele precedente, conducând la o lege intermediară de variaţie a presiunii. Compactitatea camerei de ardere depinde atât de forma camerei de ardere cât şi de poziţia bujiei. În ipoteza simplificatoare că suprafaţa frontului de ardere este sferică, cu centrul în electrozii bujiei, în fig. 9.27 a, b se sugerează influenţa poziţiei bujiei asupra suprafeţei frontului de aprindere F şi a drumului parcurs de acesta. Se observă că cea mai avantajoasă poziţie a bujiei este în centrul camerei de ardere (a), în timp ce poziţia periferică (b) practic dublează drumul pe care îl străbate frontul de aprindere. Evident, numărul punctelor de aprindere poate avea o influenţă favorabilă asupra duratei propagării flăcării şi implicit asupra duratei arderii şi vitezei de creştere a presiunii. Situaţia dublei aprinderi, 151

prezentată în fig. 9.27 c, conduce, aşa cum se remarcă, la o scurtare considerabilă a drumului parcurs de flacără şi la o modificare a caracteristicii camerei de ardere. Utilizarea însă a mai mult de două bujii poziţionate diametral opus nu este avantajoasă deoarece, prin plasarea lor periferică nu se mai poate obţine o scurtare a drumului parcurs de flacără.

Fig. 9.27 Influenţa poziţiei bujiei asupra suprafeţei frontului de aprindere şi a drumului parcurs de acesta

Modificarea caracteristicii camerei de ardere şi a drumului parcurs de frontul de aprindere conduce la o modificare substanţială a legii de degajare a căldurii şi în consecinţă a legii de variaţie a presiunii din camera de ardere. Astfel, în fig. 9.28 este prezentată, comparativ, variaţia acestei presiuni în faza principală a arderii, în situaţia dublei aprinderi (a) şi a simplei aprinderi (b), pentru o cameră compactă, faţă de situaţia unei camere de ardere cu compactitate extrem de redusă (c). Constructiv, camera compactă în varianta semisferică se realizează ca în fig. 9.29 a, mai avantajoasă faţă de camera compactă plană din fig. 9.29 b, deoarece oferă posibilitatea unei măriri sensibile a diametrului supapelor, precum şi creşterea diametrului lor în raport cu suprafaţa cilindrului. Ambele tipuri de camere de ardere sunt asociate cu succes soluţiilor de formare a amestecului prin injecţie de benzină, conducând la rezultate foarte bune. În fig. 9.30 se prezintă o comparaţie între structura şi evoluţia frontului de aprindere în cazul aceleiaşi camere de ardere, prezentată succesiv cu simplă (a) şi cu dublă aprindere (b). Se observă că în prima situaţie aprinderea începe cu un avans de 12 [°RAC] faţă de PMI, frontul de aprindere ajungând în centrul camerei de ardere după o durată de 18 [°RAC], adică la 6 [°RAC] după PMI; zona camerei de ardere opusă bujiei este atinsă de frontul de flacără după încă 24 [°RAC], în total după o durată de 36 [°RAC] de la declanşarea aprinderii. Evident, la sarcini parţiale durata arderii se prelungeşte considerabil, apărând cunoscutele efecte nedorite. Introducând în camera de ardere două bujii, poziţionate de o parte şi de alta a supapelor (cazul motoarelor Alfa-Romeo Twin Spark), distanţa străbătută de fiecare front este practic înjumătăţită (cazul 152

b). Pentru acelaşi regim de funcţionare a motorului, evoluţia frontului de aprindere demonstrează că arderea se epuizează la 18 [°RAC], după PMI. Aceasta a permis reducerea avansului la aprindere de la 12 [°RAC] la 8 [°RAC], în condiţiile în care durata arderii se menţine inferioară celei din cazul aprinderii simple, adică 26 [°RAC], faţă de 36 [°RAC].

Fig. 9.28 Variaţia presiunii în camera de ardere în diverse situaţii

Fig. 9.29 Două tipuri de camere de ardere compacte

Dubla aprindere, asociată injecţiei de benzină, reduce semnificativ dispersia ciclică, în special la sarcini reduse. Ea permite, de asemenea, suprapuneri mai mari ale deschiderii supapelor, fără creşterea emisiilor poluante mai ales la sarcini reduse şi regim de mers în gol. În plus, reducerea avansului la aprindere conferă motorului un răspuns mai lin la schimbări de regim. Pe de altă parte, utilizarea injecţiei de benzină oferă condiţii favorabile de intensificare a turbulenţei din cilindru, ceea ce conduce în mod inevitabil la mărirea vitezei medii de propagare a frontului de aprindere, wfa. Din acest punct de vedere sunt consacrate câteva soluţii constructive cunoscute, prezentate în fig. 9.31 a, b, c, d. Principiul acestor soluţii constă în crearea, în interiorul camerei de ardere, a unui spaţiu în care amestecul este mai puternic comprimat. Astfel, în cazul a, prin apropierea chiulasei de piston, se obţine un prag de turbulenţă care generează o curgere de tip radial, către axa cilindrului a unei cantităţi de aer sau de încărcătură proaspătă. Această curgere radială, cunoscută sub numele de squish, fără să aibă în totalitate caracterul unei mişcări neorganizate, contribuie substanţial la perfectarea amestecului şi în acelaşi timp la intensificarea gradului de amestecare a elementelor de volum din adâncimea zonei de ardere; în mod foarte probabil, efectul se modifică printr-o mărire a vitezei de ardere efectivă.

153

Fig. 9.30 Comparaţie între camera de ardere cu simplă şi cu dublă aprindere

Fig. 9.31 Soluţii constructive de intensificare a turbulenţei din cilindru

154

Eficienţa pragului de turbulenţă depinde de viteza de curgere din spaţiul periferic al cilindrului spre partea centrală. Această viteză este, într-o primă aproximaţie, funcţie de suprafaţa relativă a pragului şi de jocul minim dintre piston şi chiulasă. Neglijând efectele dinamice ale gazului, frecările, jocurile segmenţilor şi transferul de căldură, viteza teoretică de squish poate fi determinată cu următoarea expresie:

wsq wp

=

z+c   1 −  b( z + c )  C + z  Ap

(9.11)

în care Ap este aria suprafeţei pragului de turbulenţă, b este lăţimea pragului, wp reprezintă viteza pistonului, iar factorul C =

z , în conformitate cu notaţiile ε −1

din fig. 9.32, este evaluat la finele procesului de admisie [18]. Variaţia raportului

wsq wp

( w p fiind

viteza medie a pistonului), pentru diverse rapoarte

d , în funcţie de poziţia D

pistonului apare în fig. 9.33. După cum se observă maximele sunt plasate în jurul valorii de 10 [°RAC], înainte de PMI. După PMI, valorile wsq < 0. Deoarece efectele scăpărilor de gaze la nivelul segmenţilor precum şi cel al transferului de căldură nu sunt totuşi neglijabile se introduc corecţii. Astfel, decrementul vitezei de squish, datorită pierderilor, este proporţional cu viteza medie a pistonului şi cu următorul criteriu adimensional, după recomandările lui [18]: Fig. 9.32. Cameră de ardere cu prag de turbulenţă

N L = AEG

1 nVs

l . k .Tsa (9.12) r

unde : AEG este aria efectivă a pierderilor de gaze, n este turaţia motorului, Vs cilindreea unitară, l lungimea bielei, r raza manivelei, k = c p cv , Tsa temperatura gazelor din cilindru la sfârşitul admisiei (închiderea supapei).

155

Fig. 9.33 Variaţia vitezei de squish prin raportare la viteza medie a pistonului în cazul camerei de ardere în piston

Decrementele raportului

wsqL wsq

, unde wsqL este viteza de squish consecinţă a

pierderilor de gaze, pe de o parte şi a raportului

wsqT wsq

, unde wsqT reprezintă

viteza de squish datorită transferului de căldură, pe de altă parte, sunt prezentate în fig 9.34.

Fig. 9.34 Decrementele vitezelor de squish raportate, consecinţă a pierderilor de gaze şi a transferului termic

Variaţia vitezei radiale de squish, în funcţie de poziţia pistonului pentru diverse valori ale interstiţiului c, este redată în fig. 9.35. Turbulenţa indusă de squish conduce însă, în acelaşi timp, atât la o perfectare a amestecului cât şi la intensificarea transferului de căldură prin camera de ardere. 156

Fig. 9.35 Variaţia vitezei de squish pentru diverse valori ale interstiţiului c

Fig. 9.36 Zona de stingere a flăcării

Mai precis, schimbul de căldură se efectuează prin zona de squish care devine zonă de stingere a flăcării, marcată pe fig. 9.36 prin aria haşurată şi definită, pe baza notaţiilor din figură sub formă raportată astfel:

Aq =

d2 100% D2

(9.13)

Un criteriu parţial de apreciere a gradului de turbulenţă poate fi constituit şi de raportul dintre Ap şi A, notat cu ψ:

Ψ =

Ap A

(9.14)

unde: Ap este aria suprafeţei pragului deja definită şi A este aria suprafeţei pistonului. Procentual, ψ este cuprins între 15% şi 25% . Pragul de turbulenţă se poate obţine printr-o formă corespunzătoare a chiulasei (cazul b), sau printr-o profilare adecvată a pistonului (situaţiile c şi d) din fig. 9.31. În cazul motoarelor cu injecţie directă care prezintă o arhitectură a camerei de ardere organizată după una din schemele descrise, efectul de amestecare a elementelor de volum din adâncimea zonei de ardere este accentuat de suprapunerea, peste mişcarea de squish, a unei mişcări suplimentare generată de interacţiunea dintre piston şi peretele cilindrului. În unghiul format între faţa pistonului şi peretele cilindrului, datorită mişcării pistonului, apare un anumit tip de curgere a gazelor, localizată în straturile limită, aşa cum este sugerat în fig. 9.37.

157

Fig. 9.37 Fenomene de curgere a gazelor între faţa pistonului şi peretele cilindrului

Astfel, pe durata cursei de admisie, când pistonul se depărtează de PMI, apare o curgere de tip pelicular (a), în timp ce la comprimare, când pistonul se apropie de PMI, în unghiul intern dintre faţa pistonului şi peretele cilindrului este generată o mişcare turbionară (b). Această mişcare turbionară este importantă nu numai datorită efectului favorabil asupra vitezei de ardere, dar şi deoarece ea contribuie în mod foarte probabil la mecanismul de eliminare, pe durata cursei de evacuare, a hidrocarburilor acumulate în zona peretelui cilindrului. Mişcarea turbionară descrisă mai sus a fost studiată pe diferite modele de cilindri, folosind apa drept fluid de încercare; s-au pus astfel în evidenţă, în funcţie de criteriul Reynolds tipic unui anumit regim de funcţionare a motorului, curgeri de tip laminar, de tranziţie sau turbulent. S-a stabilit că în cadrul acestei mişcări apare o curgere cvasistaţionară, fiind valabilă următoarea dependenţă :

Av w S = f w  2 S  υ 

(9.15)

unde: Av este aria cuprinsă de mişcarea turbionară (aria din interiorul liniei punctate în figura precedentă), S, cursa pistonului, ww este viteza peretelui în modelul propus, fiind de fapt egală cu viteza pistonului (wp), la nivelul motorului, υ este vâscozitatea cinematică, iar

w wS este criteriul Reynolds (Re). υ

Pentru regimul laminar de curgere, printr-o aproximare satisfăcătoare, Av se poate considera proporţională cu aria zonei de pe exteriorul vârtejului care egalează de fapt aria stratului limită; aceasta poate fi estimată pe baza consideraţiilor din teoria stratului limită. În cazul curgerii turbulente, variaţia acestei arii se consideră proporţională cu produsul dintre perimetrul exterior al vârtejului şi diferenţa dintre viteza acestui turbion şi aceea a fluidului staţionar, diferenţă aproximată de fapt cu ww. Relaţiile definitorii, în funcţie de regimul de curgere, se pot grupa astfel: 158

- Re ≤ 2x104 : - Re ≥ 2x104 :

Av  ww S  =  S2  υ  Av = 0,006 S2

−

1 2

(9.16) (9.17)

Aceste dependenţe corelate, funcţie de valoarea criteriului Re, sunt ilustrate în fig. 9.38.

Fig. 9.38 Variaţia raportului Av/S2 în funcţie de valoarea criteriul Reynolds

În realitate, coeficientul de vâscozitate cinematică, υ se modifică odată cu creşterea presiunii şi temperaturii mai ales în decursul cursei de comprimare. Astfel, valorile semnificative, în cazul unui motor având cursa S = 100 [mm], care funcţionează la turaţia de 1500 [rpm], sunt următoarele: viteza medie a pistonului, w p = 5 [m/s], valoarea medie a coeficientului de vâscozitate cinematică pe durata cursei de comprimare este U = 1,2x10-5 [m/s2], Re = 4x104, Av/S2 ≈ 0,006, iar diametrul turbionului, dv ≈ 0,09S. Analizată prin intermediul tehnicii de fotografiere Schlieren, mişcarea turbionară din unghiul format de faţa pistonului cu pereţii cilindrului, la 60 [°RAC] şi respectiv 20 [°RAC] înainte de PMI, este vizibilă în fig. 9.39 [18]. Pentru poziţiile pistonului apropiate de PMI, se estimează diametrul turbionului, dv, la circa 20% din alezajul motorului:

dv ≈ 0,2D

(9.18) 159

Fig. 9.39 Mişcarea turbionară apărută în unghiul intern între faţa pistonului şi pereţii cilindrului pusă în evidenţă prin fotografiere Schlieren

Îmbinând în mod armonios o serie de avantaje, cele mai răspândite camere rămân în continuare camerele de ardere tip pană, dispuse exclusiv în chiulasa motorului. În fig. 9.40 se prezintă varianta firmei Chrysler, lansată încă cu mulţi ani în urmă pe motorul V8. Curgerea gazelor prin supapă este sugerată pe schiţa din fig. 9.41. Înclinaţia părţii superioare a camerei şi peretelui ei lateral obligă încărcătura proaspătă să pătrundă în cilindru printr-o mişcare spiralată în jurul axei acesteia. Camera de ardere circulară realizată în piston, soluţie cu multiple avantaje chiar şi de natură energetică, deosebit de bine asociată cu injecţia directă de benzină, este de asemenea o idee mai veche ce aparţine, se pare, firmei Rover [27]. Unul din avantajele majore, de natură constructivă, derivă din simplitatea chiulasei care are formă plană. Organizarea acestei soluţii se arată în fig. 9.42. Zona de squish este zona circulară de pe marginea pistonului. Dispunerea verticală a supapelor pe un singur rând asigură o umplere şi o evacuare mai bună a cilindrului, aşa cum este sugerată în fig. 9.43 [19].

160

Fig. 9.40 Camera de ardere cu profil pană a motorului Chrysler V8

a)

Fig. 9.42 Camera de ardere circulară în piston

b) Fig. 9.41 Curgerea gazelor în cazul camerei de ardere pană

a)

b)

Fig. 9.43 Curgerea şi schimbul de gazelor în cazul camei circulare în piston 161

Realizarea diverselor valori ale rapoartelor de comprimare se obţine în mod facil prin modificarea profunzimii degajării din piston. Camera de acest tip asigură o puternică turbionare a amestecului carburant, evident datorită pragului circular existent. În general, aceste avantaje ale camerelor de ardere în piston sunt însă compensate parţial prin creşterea masei pistonului. Astfel, la automobilul Rover 2000, masa pistonului a crescut cu 7%, ceea ce conduce la forţe de inerţie suplimentare care, după cum se Fig. 9.44 Secţiune prin motorul M-118 cunoaşte, măresc solicitarea din bielă pentru automobilele Audi şi din arborele cotit. În anul 1965, Daimler-Benz realizează motorul M-118 destinat autoturismelor Audi. Acest motor, prezentat în fig. 9.44 a fost ulterior prevăzut şi cu injecţie de benzină. El avea un raport de comprimare de 11,2 şi camera de ardere amplasată în piston. Celebrele motoare Ford-Cosworth ce echipau automobilele destinate competiţiilor, erau prevăzute, de asemenea, cu camere de ardere în piston, aşa cum se poate remarca din fig. 9.45 a, b. Conturul camerei de ardere , prezentat în partea b) a figurii, este limitat de trei arce de cerc; două dintre ele sunt plasate în faţa supapelor şi al treilea în dreptul bujiei [15]. Se asigură astfel o turbionare intensă a amestecului carburant. Puterea litrică a acestor motoare era aproximativ 88,3 [kW/l].

a) Fig. 9.45 Camera de ardere a motoarelor Ford-Cosworth

162

b)

La unele construcţii de motoare s-au folosit combinaţii între camerele de ardere de tip pană şi camerele din piston, cu bune rezultate privind turbulenţa amestecului şi eficacitatea arderii. Camera de ardere May-fireball, folosită la motoarele automobilelor Jaguar XJsHE se caracterizează printr-un nivel diferit de poziţionare a supapelor de admisie şi de evacuare. Astfel, supapa de evacuare este retrasă în interiorul unui locaş cilindric destul de adânc, având pereţii lejer înclinaţi. Geometria particulară a acestei camere şi traiectoria fluxului de gaze sunt ilustrate în fig. 9.46.

a)

b)

Fig. 9.46 Geometria şi traiectoria fluxului de gaze tipice camerei de ardere May-fireball

Când pistonul se află în PMI se formează un interstiţiu între chiulasă şi calota pistonului care dirijează încărcătura proaspătă în locaşul supapei de evacuare, unde se generează o mişcare turbionară; restul suprafeţei constituie aria de squish. Bujia, dispusă lateral în peretele înclinat al locaşului supapei de evacuare, este în acest mod plasată în calea turbionului astfel format. Pe această cale, în momentul aprinderii, viteza mare a turbionului precum şi mişcarea de 163

squish din zona înconjurătoare produc propagarea rapidă dar controlată a frontului de flacără în tot volumul camerei de ardere, indiferent de dozajul local, fără nici un fel de fenomene perturbatoare de tipul dispersiei ciclice sau chiar a lipsei aprinderii. Datorită unui baleiaj eficient se elimină cea mai mare parte a gazelor arse restante care ar fi putut supraîncălzi amestecul final, generând detonaţii. Din acest motiv se pot utiliza rapoarte de comprimare foarte mari (de exemplu ε = 12). Camera de ardere semisferică, cu dublă înclinaţie a supapelor, utilizate la motoarele Ford, este arătată în fig. 9.47. La acest tip de cameră supapele formează un unghi de aproximativ 45° faţă de axa verticală a cilindrului. În acelaşi timp ele prezintă o înclinaţie în plan transversal de circa 7°, în sens antiorar. Supapele sunt dispuse de o parte şi de alta a camerei de ardere astfel încât se asigură o curgere transversală a gazelor [19]. Tocmai din acest motiv, o astfel de poziţie a supapelor este denumită în mod curent cross-flow. Uşoara înclinare a supapelor permite majorarea diametrelor talerelor fără a se efectua mărirea camerei de ardere din chiulasă sau alezajului motorului. Acest tip de cameră, asemănătoare unei semisfere cu profunzime redusă, prezintă în dreptul bujiei o zonă de squish semicirculară, în timp ce în partea opusă zonei de squish este mult mai largă. Amestecul proaspăt care intră în cilindru este dirijat prin locaşul supapei de admisie în profunzimea cilindrului printr-o mişcare descendentă, de tip spiralat, în jurul axei cilindrului. Datorită acestor mişcări combinate din cilindrul motorului, la declanşarea aprinderii, nucleul de flacără care ia naştere în zona bujiei se extinde cu rapiditate în plan frontal fiind simultan dirijat în tot volumul camerei de ardere. Prin această manieră de dirijare a arderii se previne supracomprimarea şi supraîncălzirea amestecului final, aspect care, ca şi în cazul camerei de ardere May-fireball atenuează apariţia detonaţiilor.

a)

b)

Fig. 9.47 Camera de ardere Ford cu supape dublu înclinate

164

Înclinând supapele astfel încât tijele acestora să formeze între ele un unghi de circa 70°, talerele supapelor se integrează mai bine în profilul pereţilor fără să se întrerupă prea mult conturul semisferic al camerei de ardere. Acest tip de cameră de ardere, tipic anumitor motoare Jaguar este prezentată în fig. 9.48. Pe lângă avantajul compactităţii la acest tip de cameră de ardere, profilarea canalului de admisie din chiulasă asigură o generare relativ facilă a unui turbion puternic în jurul camerei, spre finele cursei de comprimare. O altă particularitate privind profilul acestei camere o constituie forma proeminentă a capului pistonului care contribuie la obţinerea unei zone de squish la periferia acestuia. Pe această cale, tot către sfârşitul cursei de comprimare, această formă uşor conică a capului pistonului împinge amestecul către centru, agitându-l şi creând o turbulenţă avansată. Astfel, odată cu aprinderea se produce la extremitatea bujiei frontul de flacără care apare, se răspândeşte rapid spre exterior, măturând apoi în totalitate volumul camerei de ardere.

b)

Fig. 9.48 Camera de ardere cu piston profilat şi supape înclinate la 70º adoptată de Jaguar

Anumite motoare produse de Honda şi de Rover utilizează trei supape, combinate cu un profil dublu înclinat al camerei de ardere din chiulasă. Două dintre aceste supape sunt identice, asigurând umplerea cilindrului. Dispunerea supapelor şi traseul fluxului de încărcătură proaspătă sunt sugerate în fig. 9.49. Supapele sunt acţionate de un singur arbore de distribuţie prin intermediul unor culbutori individuali, după cum se poate remarca în partea superioară a fig. 9.50 Supapele au o înclinaţie de circa 20° faţă de verticală, bujia fiind plasată relativ central în zona adâncă a camerei. Zona plată a camerei care acoperă o parte din alezajul cilindrului formează regiunea de squish, vizibilă în partea de jos a fig. 9.50. 165

Fig. 9.49 Dispunerea supapelor şi traseul gazelor la camera de ardere cu trei supape şi profil dublu înclinat adoptată de Honda şi Rover

Fig. 9.50 Acţionarea supapelor şi zona de squish a camerei cu trei supape

166

Fig. 9.51 Organizarea camerei de ardere cu patru supape adoptată de Saab

Printr-o astfel de arhitectură a camerei, mişcarea cilindrică de swirl, cu intensitate moderată este convertită, într-un stadiu final al cursei de comprimare, într-o intensă mişcare turbulentă. În acest mod, combinând o distanţă redusă pentru flacără, cu un front de flacără larg şi cu o mişcare de squish periferică spre interiorul camerei, se obţin condiţiile esenţiale pentru o ardere rapidă şi stabilă chiar şi a amestecurilor uşor sărace, obţinute prin injecţia de benzină. Unul dintre avantajele majore ale acestui tip de cameră de ardere constă în îmbunătăţirea cu circa 50% a curgerii gazelor prin supapele de admisie, în condiţiile în care reducându-se masa supapelor se diminuează forţele de inerţie. În acelaşi timp apare posibilitatea reducerii valorilor unghiulare ale fazelor de distribuţie. Creşterea puterii şi cuplului motorului, simultan cu reducerea consumului de combustibil atât în sarcini parţiale cât şi în sarcină totală, a impus introducerea în mod curent a soluţiei cu patru supape aferente unei camere de ardere. Organizarea unei astfel de camere de ardere, adoptată printre mulţi alţi constructori şi de Saab, este arătată în fig. 9.51. Evident, supapele sunt perechi, două de admisie şi două de evacuare, fiind opus plasate astfel încât curgerea gazelor se face transversal prin camera de ardere cu formarea, ca şi în cazul precedent, a unei mişcări cilindrice de swirl care, chiar înainte ca pistonul să ajungă la PMI, datorită zonelor de squish se transformă într-o mişcare turbulentă (fig. 9.52). Astfel, la apariţia aprinderii, poziţia centrală a bujiei asigură un traseu minim al flăcării iar turbulenţa intensă un front de flacără larg, aspecte care contribuie la desfăşurarea unei arderi rapide dar controlate [19]. Variantele constructive de chiulase cu cinci supape grupează câte trei supape pentru admisie şi câte două pentru evacuarea gazelor. Unind printr-o linie imaginară centrele supapelor se obţine în plan un pentagon, în timp ce spaţial, înclinarea supapelor este astfel aleasă încât axele a două dintre supapele de admisie au o înclinare de 17,25° faţă de verticală, în timp ce a treia supapă de admisie formează cu verticala un unghi de 11,5°; supapele de evacuare sunt înclinate faţă de axa verticală cu un unghi de 13,75°. Aceste dispuneri ale supapelor contribuie la formarea unui înveliş semisferic al camerei de ardere, cu plasarea centrală a bujiei de aprindere. Poziţionarea supapei de admisie din mijloc aproape de centrul camerei de ardere favorizează formarea mişcării de swirl a amestecului, spre sfârşitul cursei de comprimare, înaintea aprinderii, ceea ce asigură o ardere cu viteze crescute, pe distanţe minime în interiorul camerei de ardere. Se pot astfel folosi rapoarte de comprimare mari, în condiţiile utilizării unei benzine cu cifra octanică CO/R 97. Soluţia prezentată, utilizată în special de firma Yamaha, ilustrată în fig. 9.53, asigură o majorare a secţiunii de admisie cu 14% faţă de construcţia ce foloseşte patru supape.

167

Fig. 9.52 Fluxul de gaze în cazul camerei de ardere cu patru supape

Fig. 9.53 Camera de ardere Yamaha cu cinci supape 168

S-au folosit şi soluţii ce includ şase supape. Este cazul motoarelor Maserati a căror chiulasă a fost organizată după schema prezentată în fig. 9.54. În acest caz supapele sunt grupate câte trei pentru admisie şi evacuare. Ca o particularitate, aşa cum se observă, acţionarea celor două grupuri de câte trei supape se face cu câte un culbutor comun, ceea ce simplifică construcţia, utilizându-se doar doi arbori de distribuţie.

Fig. 9.54 Camera de ardere cu şase supape a motoarelor Maserati

9.8. Particularităţi ale arderii în motorul cu aprindere prin comprimare La acest tip de motor, în scopul formării amestecului, combustibilul lichid este introdus în cilindru printr-o operaţie numită injecţie, către sfârşitul procesului de comprimare. În condiţiile de presiune şi de temperatură aflate în cilindru, combustibilul se aprinde şi începe să ardă chiar înainte de sfârşitul injecţiei. Pentru a putea ajunge cât mai repede la aprindere, lichidul injectat trebuie pulverizat fin, scurtându-se astfel timpul necesar parcurgerii transformărilor fizice de încălzire şi vaporizare. Tot pulverizarea fină contribuie şi la creşterea gradului de uniformitate a amestecului care se realizează în cilindru. După modul în care se realizează amestecul dintre aer şi combustibil las motorul cu aprindere prin comprimare se poate menţiona, drept proprietate a acestuia, lipsa de omogenitate. O a doua particularitate a amestecului din cilindru, cu influenţe directe asupra evoluţiei procesului de ardere, este aceea că arderea diferitelor tranşe de combustibil se face în condiţii diferite de puritate a încărcăturii. Într-adevăr, trebuie luat în consideraţie faptul că tranşele de combustibil introduse în cilindru 169

către sfârşitul injecţiei întâlnesc un mediu puternic impurificat prin arderea primelor tranşe de combustibil injectat. Pentru a realiza totuşi o ardere corectă a combustibilului, în condiţiile de mai sus, se ia precauţia măririi cantităţii globale de aer faţă de necesarul teoretic cerut de cantitatea de combustibil, ajungându-se la un coeficient de dozaj global cuprins între limitele λ = 1,3 ,…, 2,2. Cum prin aceasta se urmăreşte ca valorile locale minime ale coeficientului de dozaj să fie cele corespunzătoare unei arderi complete, înseamnă că neuniformitatea dozajului în interiorul spaţiului de ardere este foarte mare. Marea neomogenitate a amestecului dintre aer şi combustibil, suprapunerea parţială a formării amestecului cu aprinderea şi arderea, totul legat de un timp disponibil extrem de scurt, conferă procesului de ardere din motorul cu aprindere prin comprimare o mare complexitate. Totuşi, cercetări experimentale multiple şi diverse, conduse în scopul cunoaşterii mecanismului intim de desfăşurare a autoaprinderii şi arderii în motorul Diesel, au permis să se elaboreze unele teorii asupra modului în care evoluează acest proces. Astfel, injectarea combustibilului lichid sub formă de jet în gazele fierbinţi aflate în cilindru la sfârşitul comprimării, creează posibilitatea vaporizării picăturilor lichide care este urmată de amestecarea vaporilor rezultaţi cu aerul. Acest proces stă la baza formării unor zone de amestec cu dozaje extrem de variate şi în permanentă modificare în timp. Viteza cu care se desfăşoară acest gen de formare a amestecului dintre aer şi vapori de combustibil depinde de condiţiile de mediu, temperatură, presiune, turbulenţă, dar este influenţată esenţial prin fineţea picăturilor. În această idee se poate afirma că procesul de vaporizare este mai intens la periferia jetului de combustibil, unde picăturile sunt mai fine. În zonele de concentraţii şi temperaturi favorabile se amorsează reacţiile chimice premergătoare autoaprinderii care conduc, în final, la formarea unor nuclee de flacără. Se constată astfel că din momentul injecţiei şi până la autoaprinderea efectivă, chiar rezumată la câteva nuclee izolate, se consumă o perioadă pregătitoare. Această perioadă este denumită „întârziere la autoaprindere”. Important este faptul că reacţiile premergătoare autoaprinderii se desfăşoară în întregul volum al camerei de ardere, dar cu viteze diferite, în funcţie de condiţiile locale. Adică, în momentul apariţiei primului nucleu de flacără, toate zonele ocupate de amestecul aer-combustibil se găsesc în stadii mai mult sau mai puţin avansate de pregătire fizico-chimică, în vederea autoaprinderii lor. Astfel, primul nucleu de flacără este urmat de apariţia altora, în cele mai diverse puncte din masa amestecului, imediat ce condiţiile locale devin favorabile. De altfel, tocmai această stare avansată din punctul de vedere al transformărilor chimice în care se găseşte amestecul, explică viteza mare de

170

deplasare a focarelor de autoaprindere care apar treptat. Se poate vorbi astfel de o etapă nouă a arderii şi anume a unei arderi rapide. În ceea ce priveşte natura chimică a amestecului pe care se dezvoltă flăcările iniţiate de focarele de autoaprindere, aceasta este reprezentată prin diferiţi compuşi rezultaţi din reacţiile intermediare ale procesului de transformare a substanţelor iniţiale în substanţe finale. Natura chimică a acestor produşi intermediari este deosebit de diversă, în funcţie de stadiul până la care a avansat reacţia în diferitele zone ocupate de amestecul respectiv. Evoluţia rapidă prezentată mai sus este esenţial dependentă de faza pregătitoare a întârzierii la autoaprindere. Aceasta deoarece viteza de dezvoltare a nucleelor de flacără, precum şi frecvenţa apariţiei acestor nuclee este dependentă şi de cantitatea relativă a amestecului omogenizat, prezent în camera de ardere în momentul apariţiei primului nucleu de autoaprindere. Ori, în cazul unei durate mari a perioadei de întârziere, cantitatea de combustibil aflată în amestec la începutul reacţiei de autoaprindere şi care arde în perioada arderii rapide poate creşte mult, conducând la viteze excesive de creştere a presiunii în perioada respectivă şi, prin aceasta, la o funcţionare dură a motorului. Procesele care urmează se caracterizează prin aceea că, după răspândirea flăcărilor pe amestecul preformat, acestea accelerează vaporizarea combustibilului care se mai află în stare lichidă şi care continuă să fie injectat. În schimb, atmosfera locală se impurifică prin produsele arderii, ceea ce face ca arderea restului de substanţă combustibilă să se producă lent. Reacţiile capătă un caracter incomplet, cu producerea unei cantităţi importante de carbon. De aceea, este necesar să se acţioneze prin turbulenţă, pentru a aduce în zona acestor reacţii oxigenul necesar. Această fază a arderii poate fi denumită „ardere progresivă”. Evident că, având în vedere condiţiile nefavorabile a căror existenţă a fost evidenţiată către sfârşitul procesului, arderea se continuă şi în destindere. Reducerea perioadei de continuare a arderii în destindere constituie o cerinţă importantă a dirijării procesului. În general, scurtarea fazei finale se realizează prin mărirea duratei perioadei de întârziere la autoaprindere sau, în orice caz, prin creşterea cantităţii de combustibil aflat în amestec în momentul autoaprinderii. Din cele arătate, în legătură cu durata perioadei de întârziere la autoaprindere, rezultă că cerinţele desfăşurării în condiţii optime a arderii prezintă aspecte contradictorii, permiţând astfel numai o rezolvare parţială a lor. 9.9. Analiza arderii în motorul cu aprindere prin comprimare, cu ajutorul diagramei indicate După aspectul variaţiei de presiune din perioada care urmează începutului injecţiei combustibilului se pot trage o serie de concluzii asupra modului în care evoluează autoaprinderea şi arderea putându-se face, totodată, împărţirea 171

sugestivă a procesului pe faze caracteristice, aşa cum se arată în fig. 9.55. Injecţia începe cu avansul β i faţă de punctul mort interior, momentul fiind marcat pe diagramă prin punctul i.

Fig. 9.55 Fazele caracteristice procesului arderii la MAC.

După începutul injecţiei, pe parcursul unui unghi αaa, se constată o oarecare frânare a creşterii presiunii în procesul de comprimare, faţă de creşterea presiunii în ciclul fără injecţie. Această evoluţie confirmă explicaţiile date mai înainte asupra fenomenelor care decurg în perioada premergătoare autoaprinderii şi care, în ansamblu, au un pronunţat caracter endoterm. Începutul arderii este marcat de momentul desprinderii curbelor, punctul d. Creşterea rapidă a presiunii pe porţiunea d - y indică o ardere rapidă cu intrarea în reacţie a unei mari cantităţi de combustibil. Perioada arderii violente se notează prin α1. De fapt, în perioada arderii violente intră în reacţie cea mai mare parte din fracţiunea de combustibil aflată în cilindru în momentul d, deci care a fost injectată în perioada întârzierii la autoaprindere, precum şi cea mai mare parte din fracţiunea de combustibil care se injectează între momentele d şi y. Înseamnă că alura porţiunii de curbă d - y va fi dependentă de legea de debitare a combustibilului de pe întreaga porţiune din durata injecţiei, consumată până în punctul y şi de durata perioadei de întârziere. Ca şi în cazul motorului cu aprindere prin scânteie şi aici se urmăreşte evitarea vitezelor exagerate de 172

creştere a presiunii, în scopul evitării mersului brutal al motorului. Cum asupra legii de injecţie este mai greu de acţionat, se tinde spre scurtarea perioadei de întârziere la autoaprindere αaa. Între y şi z creşterea de presiune este frânată, ceea ce indică o diminuare a intensităţii procesului de ardere datorită scăderii treptate a cantităţilor de combustibil care participă la reacţie. La aceasta contribuie nu numai reducerea disponibilului de combustibil pe măsură ce procesul de ardere avansează, ci şi înrăutăţirea progresivă a condiţiilor locale, prin gazele arse rezultate din reacţiile anterioare. Unghiul de manivelă corespunzător desfăşurării arderii între y şi z se notează prin α2. Un raţionament similar cu acela dezvoltat în cazul analizei arderii normale la motorul cu aprindere prin scânteie conduce la fixarea poziţiei punctului t care marchează sfârşitul convenţional al arderii. Reprezentarea din fig. 9.55 permite deci împărţirea procesului arderii la motoarele cu aprindere prin comprimare în următoarele faze caracteristice: a. Faza de pregătire, αaa, numită şi fază de inducţie sau întârziere la autoaprindere. b. Faza arderii rapide, α1, caracterizată printr-o creştere pronunţată şi cu viteză mare a presiunii. c. Faza arderii progresive, α2, în care presiunea creşte relativ încet. d. Faza finală, α3, sau a arderii din destindere, în timpul căreia presiunea scade însă temperatura continuă să crească.

9.10. Termodinamica arderii Considerând următoarele ipoteze se pot calcula o serie întreagă de parametri caracteristici procesului de ardere: − căldurile specifice depind numai de temperatură; − arderea se desfăşoară după evoluţii simple: izocore, izobare şi izoterme; în cadrul lucrării se consideră că arderea se desfăşoară izocor pentru MACuri lente, respectiv izocor şi izobar, adică mixt, pentru MAC-uri rapide; − compoziţia fluidului motor la sfârşitul arderii depinde de coeficientul excesului de aer; pentru λ ≥ 1, produsele arderii sunt CO2, H2O, O2 şi N2, iar pentru λ < 1, CO2, CO, H2O, H2 şi N2; − gazele reziduale au compoziţia produselor de la sfârşitul arderii; − căldura dezvoltată prin ardere este egală cu căldura de reacţie chimică la presiunea şi temperatura mediului înconjurător, degajată până la formarea produselor de ardere, neglijându-se variaţia căldurii cu temperatura; − variaţia energiei interne a fluidului motor şi efectuarea lucrului mecanic exterior în timpul arderii sunt efectul căldurii utile măsurate prin coeficientul de utilizare a căldurii ξz, care ţine seama de căldura degajată 173

prin ardere până în punctul z şi de pierderile de căldură aferente [10, 6, 7, 9, 10, 13, 17]. Aerul necesar arderii. Combustibilii lichizi au următoare compoziţie elementară:

c + h + o + s = 1 [kg],

(9.19)

în care: c, h, o, s sunt participaţiile masice de carbon, hidrogen, oxigen, sulf, etc. Cantitatea de aer teoretică necesară arderii sau cantitatea minimă de aer necesară arderii complete, ţinând seama de proporţia volumică de oxigen în aer (21%), este:

Lmin =

1 c h o   + −  [kmol aer/kg comb]; 0,21  12 4 32 

(9.20)

Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil va fi:

L = λLmin [kmol aer/kg comb];

(9.21)

Numărul de kmoli de substanţă iniţială care participă la reacţia chimică este:

ν i = λLmin + ν c [kmol/kg comb],

(9.22)

unde: νc =

1 [kmol/kg comb] – numărul de [kmoli] de combustibil pentru 1 Mc

[kg] combustibil; Mc [kg/kmol]

– masa moleculară a combustibilului.

Valori medii recomandate pentru Mc, în funcţie de tipul motorului sunt: benzine – MAS ...............................................Mc = 110 ... 120 [kg/kmol] motorine – MAC................................................ Mc = 180 ... 200 [kg/kmol] În calcule, uneori, se înlocuiesc benzina cu n-octanul – C8H18 având Mc = 114 [kg/kmol] iar motorina cu cetan – C16H32 cu Mc = 224 [kg/kmol]. La MAC, se admite νc = 0. Produsele arderii. Cantităţile lor se stabilesc din ecuaţia chimica de ardere, pentru cazurile redate mai jos: – arderea completă a combustibililor lichizi cu λ ≥ 1, 174

ν CO = 2

c ; 12

h ; 2

νH O = 2

[kmol/kg comb]

ν O = 0,21⋅ (λ − 1) ⋅ Lmin ;

(9.23)

ν N = 0,79 ⋅ λ ⋅ Lmin .

2

2

Numărul total de kmoli de produse de ardere νpa este:

ν pa =

c h + + (λ − 0,21)Lmin [kmol/kg comb]. 12 2

(9.24)

– arderea incompletă a combustibililor lichizi cu λ < 1:

ν CO = 2

c 1− λ −2 0,21 Lmin ; 12 1+θ

ν CO = 2

1− λ 0,21 Lmin 1+θ [kmol/kg comb]

h 2

ν H O = − 2θ 2

în care

θ=

(9.25)

1− λ 1− λ 0,21 Lmin ; ν H 2 = 2θ 0,21 Lmin ; ν N 2 = 0,79 λ Lmin . 1+θ 1+θ

ν H2 , ν CO

valorile sale alegându-se în funcţie de raportul h/c al

combustibilului. Pentru combustibili petrolieri cu h/c = 0,17 ,…, 0,19, inclusiv benzină, se aleg valori în intervalul θ = 0,45, …, 0,50; la benzen, θ = 0,30, iar la gaze naturale, θ = 0,60 ,…, 0,70. Numărul total de kmoli de produse de ardere va fi:

ν pa = ν CO +ν CO +ν H O +ν H +ν N = 2

2

2

2

c h + + 0,79 λ Lmin 12 2 [kmol/kg comb].

(9.26)

Variaţia molară. Variaţia numărului de kmoli în urma arderii este:

∆ν = ν pa −ν i

[kmol/kg comb];

(9.27)

în care indicele „pa” reprezintă produsele de ardere, iar indicele „i” – substanţele iniţiale. Coeficientul chimic de variaţie molară este exprimat prin raportul µ = ν /ν şi are următoarele forme: c pa i

175

λLmin + h 4 + o / 32 ; λLmin + ν c

(9.28)

0,21(3,76λ + 1)Lmin + h 4 + o / 32 . λLmin + ν c

(9.29)

µc =

– pentru λ ≥ 1,

µc =

– pentru λ ≤ 1,

Dacă se iau în considerare gazele reziduale, coeficientul total al variaţiei molare devine:

µt = (ν pa + ν r ) (ν i + ν r ) = (µc + γ r ) (1 + γ r )

(9.30)

Valorile lui diferă foarte puţin faţă de µc şi se situează între limitele următoare, după tipul motorului: MAS ...................................................................1,02 – 1,12 MAC.....................................................................1,01 – 1,06 Căldura specifică a fluidului motor. Fluidul motor este constituit dintrun amestec de j componente cu participaţia molară rj, compoziţia sa şi numărul de kmoli se consideră cunoscute înainte şi după ardere. Expresia căldurii molare specifice la volum constant este, în general:

CVMfm = ∑ r j CVMj [kJ/kmol⋅K]; unde r j =

vj v pa

(9.31)

este participaţia componentei j ( care poate fi CO2, H2O, ...

N2). Căldurile specifice ale fluidului motor se vor nota C′VMfm, înainte de ardere şi C″VMfm, după ardere. Căldura specifică molară la presiune constantă va fi, în general:

C pMfm = 8,314 + CVNfm [kJ/kmol⋅K]; sau, în Sistemul Tehnic,

(9.32)

C pMfm = 1,986 + CVMfm [kJ/kmol⋅K]; cu menţiunea că se va nota C′pMfm, înainte de ardere şi C″pMfm, după ardere, conform convenţiei de mai sus. Dependenţa de temperatură a căldurii specifice molare medii la presiune constantă este exprimată prin funcţia:

C pMfm (T ) = a + b ⋅10 −3 T [kJ/kmol⋅K].

176

(9.33)

Tabelul 9.1 Valorile coeficienţilor din relaţia (9.33) Intervalul de temperatură Substanţa 273÷Tc [K] 273÷Tmax [K] a′ b′ a″ b″ Aer 19,67 2,51 – – Benzină CO2 CO H2O H2 N2 O2

101,98 219,46 – 27,62 11,72 38,50 19,25 3,35 20,92 23,01 5,44 23,85 20,09 1,26 18,53 19,67 2,51 21,34 19,25 4,60 23,02

– 3,35 2,09 5,02 2,09 1,67 1,67

În tabelul 9.1 se indică valorile coeficienţilor a şi b. În acest tabel limita superioară Tc a intervalului corespunde temperaturii fluidului motor de la sfârşitul comprimării, iar limita superioară Tmax a intervalului corespunde temperaturii maxime a fluidului motor în timpul arderii.

Puterea calorică a combustibilului. Pentru calcule termice se poate folosi formula lui D.I. Mendeleev:

H i = 34013 ⋅ c + 125600 ⋅ h − 10900 ⋅ (o − s ) − 2512 ⋅ (9 ⋅ h + u ) [kJ/kg]; (9.34) unde c, h, o, s şi u – reprezintă fracţiunile masice de carbon, hidrogen, oxigen, sulf şi umiditate din combustibil. Pentru combustibilii petrolieri din România s ≅ 0, iar u = 0,0001 ... 0,0005; în tabelul 9.2 sunt date orientativ, compoziţiile lor, cantităţile minime de oxigen, Omin, şi de aer, Lmin, necesare arderii complete, precum şi puterile calorice inferioare Hi. În cazul când motorul funcţionează cu lipsă de aer, arderea fiind incompletă, în produsele de ardere apar CO şi H2. Astfel, căldura degajată fiind mai mică, puterea calorică pentru arderea incompletă se determină cu relaţia:

H in = H i − 120000 ⋅ (1 − λ ) ⋅ Lmin

[kJ/kg];

(9.35)

unde Lmin ≅ 0,5 [kmol/kg] corespunzător valorii indicate în tabelul 9.2. Tabelul 9.2 Caracteristici ale combustibililor petrolieri Compoziţia

Combustibil

Benzină Petrol Motorină Păcură

c 0,854 0,860 0,857 0,860

h 0,142 0,137 0,133 0,120

o 0,004 0,003 0,010 0,020

Omin Lmin Hi [kJ/kg] [kmol/kg] [kmol/kg] experimental calculat 0,1065 0,5073 43529 43500 0,1058 0,5038 43111 42207 0,1043 0,4966 41855 42667 0,1010 0,4809 41855 41269

177

Calculul temperaturii maxime de ardere.Temperatura Tz la sfârşitul arderii se determină cu ajutorul ecuaţiilor de ardere care reprezintă de fapt bilanţul energetic al procesului respectiv. Ecuaţiile folosite pentru calculul lui Tz au fost stabilite folosind schematizarea proceselor de ardere din fig.9.56 şi fig.9.57.

Fig. 9.57 Determinarea presiunilor de ardere pentru MAS

Fig. 9.56 Determinarea presiunilor de ardere pentru MAC

La MAC-uri rapide, utilizând drept combustibil motorina având compoziţia chimică elementară şi puterea calorică inferioară calculată indicate în tabelul 9.2, λ fiind supraunitar, temperatura maximă Tz, va fi soluţia pozitivă a următoarei ecuaţii de gradul doi:

a2 ⋅ Tz + a1 ⋅ Tz + a0 = 0 , 2

(9.36)

ai cărei coeficienţi sunt:

a2 = [0,39 + 0,83 ⋅ λ ]⋅10 −3 ;

(

)

a1 = 1,94 − 0,39 ⋅10 −3 ⋅ T0 + 10,78 − 0,83 ⋅10 −3 ⋅ T0 ⋅ λ + 8,307 ⋅ν pa ;

ν pa 85849 ⋅ ξ z ⋅[ + (19,67 + 2,51 ⋅10 −3 ⋅ Tc )⋅ (Tc − T0 ) + ... µt λ ⋅ (1 + γ r )

a0 = −{

+ 8,307(λ z ⋅ Tc − µt ⋅ T0 )] + (1,85 + 10,78 ⋅ λ ) ⋅ T0}. La MAS-uri combustibilul cel mai utilizat este benzina a cărei compoziţie chimică elementară, putere calorică inferioară calculată şi cantitate minimă de 178

aer Lmin sunt indicate în tabelul 9.2. În condiţiile în care raportul h/c ≅ 0,17 se alege θ = 0,45. Conform recomandărilor anterioare, asimilând benzina cu noctanul, masa moleculară va fi Mc = 8⋅12+18⋅1 = 114 [kg/kmol]. Deoarece proiectarea se face de regulă la regim nominal, când motorul funcţionează cu amestec bogat, cazul cel mai des întâlnit la MAS presupune adoptarea unei valori subunitare pentru λ. Temperatura maximă Tz va fi soluţia pozitivă ecuaţiei (9.36), ai cărei coeficienţi, în această situaţie, vor fi: a2 = [0,21 + 1,05 ⋅ λ ]⋅10 −3 ;

a1 = 1,49 − 0,21 ⋅10 −3 ⋅ T0 + (11,47 − 1,05 ⋅10 −3 ⋅ T0 )⋅ λ ;

ν pa (6912,31 ⋅ λ − 1953,31) ⋅103 ⋅ ξ z ⋅[ + ... (57,83 ⋅ λ + 1) ⋅ (1 + γ r ) µt

a0 = −{

(

)

+ 19,67 + 2,51 ⋅10 −3 ⋅ Tc ⋅ (Tc − T0 )] + (1,49 + 11,47 ⋅ λ ) ⋅ T0}. În situaţia funcţionării MAS-ului cu exces de aer, valoarea adoptată pentru λ va fi supraunitară, coeficienţii ecuaţiei devenind: a2 = [0,42 + 0,85 ⋅ λ ]⋅10 −3 ;

a1 = 1,99 − 0,41 ⋅10 −3 ⋅ T0 + (10,98 − 0,85 ⋅10−3 ⋅ T0 )⋅ λ ;

ν pa 4959 ⋅103 ⋅ ξ z ⋅[ + ... µ t (57,83 ⋅ λ + 1) ⋅ (1 + γ r )

a0 = −{

(

)

+ 19,67 + 2,51 ⋅10 −3 ⋅ Tc ⋅ (Tc − T0 )] + (1,99 + 10,98 ⋅ λ ) ⋅ T0}. Coeficientul ξz din aceste relaţii reprezintă coeficientul de utilizare a căldurii în procesul de ardere şi se calculează ca raport între cantitatea de căldură degajată prin arderea unităţii de combustibil, folosită atât pentru producerea lucrului mecanic exterior cât şi pentru creşterea energiei interne a fluidului motor aferente perioadei primelor două faze ale arderii (până la finalul fazei principale a arderii), raportată la puterea calorică inferioară a combustibilului [9, 10, 11]. Acest coeficient este influenţat de o serie întreagă de factori constructivi şi funcţionali. Astfel, dintre principalii factori care trebuie luaţi în considerare, se menţionează compactitatea camerei de ardere, excesul de aer, turaţia şi sarcina motorului. Compactitatea mai mare a camerelor de ardere la MAS şi la MAC cu injecţie directă conduce la valori mai mari ale acestui coeficient faţă de MAC-urile cu cameră divizată. Coeficientul ξz creşte odată cu turaţia motorului, diminuându-se însă odată cu creşterea excesului de aer. În acelaşi timp ξz scade odată cu reducerea sarcinii motorului. Valorile sale se

179

recomandă, pe baza determinărilor experimentale pentru diferite tipuri de motoare, în următoarele limite [11]: MAS .............................................................................0,85 – 0,95 MAC cu injecţie directă, ‫ ـ‬cu turbulenţă redusă ................................................0,80 – 0,90 ‫ ـ‬cu turbulenţă extinsă în perioada arderii ..................0,75 – 0,88 ‫ ـ‬cu ardere peliculară prin procedeu MAN-HM .........0,75 – 0,85 ‫ ـ‬supraalimentate ........................................................0,85 – 0,90 MAC cu cameră divizată, ‫ ـ‬cu cameră de turbulenţă ...........................................0,70 – 0,80 ‫ ـ‬cu cameră de precombustie ......................................0,65 – 0,85 Raportul λz este, la nivelul ciclului de calcul nerotunjit, raportul de creştere a presiunii în procesul arderii şi se defineşte ca λz = pz /pc în care pz reprezintă presiunea la sfârşitul arderii iar pc este presiunea la sfârşitul comprimării. Pentru MAC-urile rapide, valorile lui λz corespunzătoare regimului nominal se pot alege respectând recomandările [9, 11]: − cu injecţie directă .....................................................1,7 – 2,6 − cu cameră de turbulenţă ...........................................1,5 – 1,8 − cu cameră de precombustie ......................................1,4 – 1,6 − supraalimentate ........................................................1,5 – 1,7 Faţă de aceste recomandări se pot face, de asemenea, următoarele observaţii, şi anume: − la MAC-urile lente, la care pz = pc, raportul de creştere a presiunii devine λz = 1. − la MAS-uri acest raport poate fi calculat cu relaţia λz = µt⋅(Tz/Tc), luând valori în intervalul 3,3 ,..., 4,2; − în mod evident, la reducerea sarcinii valoarea lui λz se micşorează; − pentru presiuni de supraalimentare ridicate se recomandă adoptarea unei valori λz mai scăzute. Pentru diferite categorii de motoare, valorile temperaturii Tz corespunzătoare regimului nominal determinate cu relaţia (2.51) se recomandă să fie situate între limitele următoare [11, 17]: MAS ..............................................................................2400 – 2900 [K] MAC ‫ ـ‬rapide........................................................................1800 – 2400 [K] ‫ ـ‬lente ..........................................................................1700 – 2200 [K] 180

Calculul presiunii maxime a ciclului rotunjit (corectat). La nivelul ciclului rotunjit, valoarea presiunii maxime reale, pmax , în cazul MAS-ului, diferă de valoarea pz = λz⋅pc determinată la nivelul ciclului de calcul nerotunjit, fiind mai mică. Corectarea ciclului teoretic conduce la valori ale presiunii maxime reprezentând cca. (0,85 ,..., 0,92)⋅pz, cuprinse între următoarele limite: MAS ..............................................................................3,5 – 7,5 [MPa] MAC ‫ ـ‬rapide........................................................................5,0 – 12 [MPa] ‫ ـ‬lente ..........................................................................4,5 – 5,5 [MPa]. Presiunea la sfârşitul arderii, precum şi variaţia presiunii în cilindru, depind de o serie de factori precum excesul de aer, avansul la aprindere sau la injecţie, forma camerei de ardere, natura combustibilului ş.a. În general presiunile maxime sunt atinse după PMI, într-un interval unghiular cuprins între 12 ,…, 20 [°RAC] la MAS şi 15 ,…, 20 [°RAC] la MAC. Pe durata arderii, în special la MAC-uri interesează viteza de creştere a presiunii, caracterizată prin raportul dintre creşterea presiunii şi durata de creştere a acesteia, exprimată în grade de rotaţie ale arborelui cotit, adică ∆p/∆α. La MAC-urile rapide valoarea acestui raport poate ajunge la 0,8 ,…, 1 [MPa/°RAC], deşi valoarea optimă recomandată este situată între 0,4 ,…, 0,6 [MPa/°RAC]. La MAS-uri limita acestui raport, care denotă deja o funcţionare dură a motorului este situată între 0,15 ,…, 0,2 [MPa/°RAC]. Determinarea volumului ocupat de gaze la sfârşitul arderii. Volumul gazelor la sfârşitul arderii vizibile, Vz, depinde, în principal, de gradul de destindere prealabilă ρ = Vz /Vc. La MAS acesta ia valoarea ρ = 1 şi Vz = Vc. La MAC-uri rapide, acest volum va fi:

Vz = ρVc =

µ t Tz 3 V λ z Tc c [dm ];

181

(9.37)

Capitolul 10

Soluţii energetice pentru motoare policarburant

Necesitatea utilizării cât mai intensive a produselor petroliere pe de o parte, iar pe de altă parte oportunitatea folosirii unei game cât mai largi de combustibili pentru autovehiculele cu destinaţie specială, au adus în actualitate problema motorului de tip policarburant, adică motorul susceptibil de a funcţiona cu un spectru larg de combustibili, de la motorine la petroluri lampante, respectiv carburanţi mai uşori, mai ales de tipul celor folosiţi la turbomotoare. Astfel, obţinerea unui motor capabil să funcţioneze cu o gamă largă de combustibili prezintă un interes deosebit. Dificultatea problemei constă, printre altele, în proprietăţile diferite ale combustibililor folosiţi. Pentru realizarea acestor motoare s-au conturat două căi. Prima, are ca structură de bază motorul cu aprindere prin scânteie care însă a fost privit din acest punct de vedere cu suficiente restricţii, ţinând seama de faptul că el necesită combustibili cu calităţi antidetonante, precum şi un amestec cât mai omogen, condiţii ce nu sunt satisfăcute de combustibilii grei. Aceste dezavantaje pot fi în mare parte înlăturate, prin folosirea unor soluţii specifice de stratificare a amestecului. Se poate astfel asigura, la sarcini mici ale motorului, posibilitatea injectării combustibilului numai în regiunile de lângă bujii, creându-se astfel amestecuri ce se aprind şi ard uşor. În celelalte regiuni ale camerei de ardere se asigură un amestec mai sărac sau chiar se suprimă complet combustibilul. Pentru o astfel de structură a amestecurilor, reglarea motorului se poate face până la sarcini foarte reduse păstrând neschimbată greutatea aerului şi modificând, fără a înrăutăţi arderea, numai doza de combustibil. În plus, printr-un astfel de reglaj se reduce sensibil consumul de combustibil la sarcini mici. În fig. 10.1 se prezintă o soluţie de motor care asigură, în bune condiţii, stratificarea amestecului satisfăcând în acelaşi timp dezideratele de mai sus [5]. Ca particularitate, camera de ardere, la extremitatea căreia este plasat injectorul, este cilindrică şi este pusă în comunicaţie cu cilindrul printr-un difuzor cu secţiune mare. Pe scurt, procesele din timpul funcţionării acestui motor se derulează în felul următor. În timpul cursei de comprimare aerul din interiorul camerei de ardere cilindrice este comprimat la rândul său, fără mişcări turbulente, în interiorul acesteia. La funcţionarea cu sarcini mici, injecţia se termină devreme, într-un moment în care o parte din aer se găseşte încă în 182

cilindru. Acesta pătrunde ulterior în camera cilindrică şi blochează amestecul perfectat în zona vecină bujiei, formând o pernă de aer ce vine în contact cu suprafaţa pistonului.

Fig. 10.1 Soluţie de stratificare a amestecului

Fig. 10.2 Evoluţia consumului specific de combustibil

În absenţa turbulenţei nu poate fi vorba de amestecarea gazelor din cele două zone; cele de lângă bujie se vor aprinde şi vor arde în condiţii aproape identice, indiferent de sarcina motorului, perna de aer de lângă piston reducând considerabil solicitările termice ale acestuia. În fig. 10.2 se prezintă variaţia consumului specific în funcţie de turaţie, la diferite sarcini, pentru acest tip de motor. Se observă că minimul consumului specific s-a obţinut la sarcina de 75% şi turaţia de 800 [rpm], fiind de 288 [g/kW⋅h] (212 [g/CP⋅h]). Stratificarea amestecului după această soluţie a permis funcţionarea stabilă a motorului, fără laminarea aerului pe admisie, până la o sarcină de 16%. În acelaşi timp, motorul a funcţionat în condiţii normale atât cu benzină cât şi cu alcool şi chiar cu motorină. Cu nici unul dintre aceşti combustibili, după 1000 ore de funcţionare, nu s-au constatat depuneri de produse ale arderii incomplete, uzuri anormale ale segmenţilor sau diluarea uleiului din carter [5, 14]. Referindu-ne la această soluţie de motoare care au aprindere electrică se constată că ele necesită rapoarte de comprimare limitate strict la valorile ce le asigură un randament optim. Din acest punct de vedere este vorba de un avantaj faţă de soluţiile bazate pe motoarele cu aprindere prin comprimare la care, după cum se cunoaşte, pentru uşurinţa pornirii se adoptă rapoarte de comprimare superioare valorilor ce conduc la randamente şi solicitări mecanice optime. Pe de altă parte, aceste motoare cu injecţie pot utiliza, în bune condiţii, combustibili cu o volatilitate foarte variată. Fig. 10.3 sugerează comparaţia care se poate face din acest punct de vedere între cele mai reprezentative motoare [5]. Se pun în discuţie motoare policarburant realizate după soluţia de mai sus, între care reprezentative sunt cele tip Hesselman, cele cu aprindere prin comprimare (Diesel) şi cele cu carburator. În timp ce primele pot folosi combustibili cu indici cetanici cuprinşi între 0 şi 50, respectiv cu indici octanici 183

între 20 şi 120, motoarele diesel se limitează la combustibil cu indici cetanici între 35 şi 65, iar cele cu carburator, folosite până nu demult, la combustibili cu indici cetanici între 0 şi 30.

Fig. 10.3 Domenii de utilizare a diferitelor tipuri de combustibil

Fig. 10.4 Curbele de vaporizare a diferitelor tipuri de combustibil

184

Fig. 10.4 prezintă curbele de vaporizare ale câtorva combustibili curent folosiţi şi domeniile lor de utilizare [5]. Atât din fig. 10.3 cât şi din fig. 10.4, reiese superioritatea, din acest punct de vedere, a motoarelor policarburant de tip Hesselman, realizate după soluţia constructiv-funcţională descrisă mai sus. Această scurtă analiză conduce în acelaşi timp la două concluzii cu caracter practic. Astfel, combustibilul uşor volatil, adică benzenul şi benzina, se pot injecta în cilindrul motorului sau chiar în conducta de admisie pe durata cursei de admisie, obţinându-se astfel, pe de o parte vaporizări complete şi amestecuri omogene, iar pe de altă parte utilizări bune ale oxigenului şi puteri litrice mari. Contrar, combustibilii cu indici octanici reduşi este preferabil să se injecteze în timpul cursei de comprimare, într-un moment bine optimizat; deşi se poate compromite parţial vaporizarea se evită însă aprinderile premature. Tot pe durata cursei de comprimare vor trebui injectaţi combustibilii greu volatili, în scopul evitării tendinţei de separare din amestec a picăturilor acestora. Experimentări realizate pe un motor monocilindric cu alezajul de 105 [mm], cursa de 136 [mm] şi rapoarte de comprimare modificate între 6 şi 8, alimentat succesiv atât cu combustibili uşor cât şi greu volatili, demonstrează, aşa cum rezultă din diagramele prezentate în fig. 10.5, că în domeniul amestecurilor bogate, caracterizate prin λ < 1, utilizarea combustibililor uşor volatili conduce la rezultate superioare faţă de cazul celor greu volatili. Acest lucru se apreciază prin presiuni medii efective mai mari, consum specific de căldură mai redus şi temperaturi ale gazelor evacuate mai coborâte [5]. În fig. 10.6 se arată influenţa avansului la injecţie, în cazul alimentării cu combustibili greu volatili [5]. După cum se observă, minimul consumului specific de căldură precum şi valoarea maximă a presiunii medii efective au fost obţinute pentru un avans la injecţie de aproximativ 33 [°RAC].

Fig. 10.5 Rezultate obţinute prin alimentarea unui motor cu diferiţi combustibili

Fig. 10.6 Influenţa avansului la injecţie în cazul alimentării cu combustibili greu volatili 185

În situaţia alimentării motorului cu esenţe volatile, influenţa avansului la injecţie pentru trei valori ale excesului de aer (λ = 0,7; 0,84 şi 1) este prezentată în fig. 10.7. Cele mai bune rezultate se obţin, aşa cum s-a arătat anterior, injectând combustibilul în timpul cursei de admisie cu 60 [°RAC] înainte de PME, adică cu un avans de 240 [°RAC] faţă de PMI. A doua variantă de realizare a motoarelor policarburant este constituită de obţinerea lor pe baza motoarelor cu aprindere prin comprimare. Deşi această lucrare nu se referă la problematica echipamentului de alimentare a motoarelor cu aprindere prin comprimare, s-a considerat totuşi utilă dezvoltarea pe scurt, în continuare, a câtorva aspecte legate de realizarea motoarelor policarburant, care de cele mai multe ori se situează la graniţa dintre cele două mari categorii de motoare. Plecând de la faptul că temperatura la sfârşitul cursei de comprimare trebuie să fie superioară temperaturii de autoaprindere a combustibilului, se impune să se aibă în vedere diferenţele care apar între diverşi combustibili în raport cu această temperatură de autoaprindere. Pentru mărirea temperaturii la finele cursei de comprimare se conturează două soluţii. Prima presupune mărirea raportului de comprimare, iar a doua răcirea diferenţiată a anumitor regiuni, în cazul motoarelor cu cameră de ardere divizată, astfel încât autoaprinderea să fie facilitată prin aportul de energie termică preluat de pe suprafeţele fierbinţi cu care vine în contact combustibilul.

Fig. 10.7 Influenţa avansului la injecţie în cazul alimentării cu combustibili volatili

Fig. 10.8 Camera de ardere a motorului M

Din categoria motoarelor policarburant, realizate în conformitate cu prima soluţie care prevede majorarea raportului de comprimare în vederea realizării unor temperaturi mari, impusă de anumiţi combustibili, se menţionează motoarele Daimler-Benz OM 321, având raportul de comprimare 26, MWM cu raportul de comprimare 21, motoarele cu injecţie directă MAN-M cu raportul de comprimare 21,3 şi motoarele GMC cu raportul de comprimare 23. 186

Se apreciază că realizarea unor motoare policarburant care funcţionează după Procedeul M, prezintă o serie de avantaje, motiv pentru care au început să fie mai răspândite. De altfel, la o analiză mai atentă se constată că aceste motoare îmbină ambele soluţii menţionate utilizând atât rapoarte de comprimare mari, cât şi un aport termic în interiorul camerei de ardere din piston [3, 8, 14]. Procedeul M, introdus de Dr. J.S. Meurer, constituie în esenţă o soluţie simplă şi eficientă de îmbunătăţire a procesului de funcţionare a motoarelor Diesel. Acest procedeu foloseşte o cameră de ardere specifică, de formă sferică, plasată în piston, (fig. 10.9) [3, 4, 17, 19]. Fazele tipice ale proceselor sunt ilustrate în fig. 10.9, a, b, c, d. În cadrul acestui procedeu un rol important îl are mişcarea turbionară a aerului în camera de ardere, obţinută încă din timpul cursei de admisie, printr-o profilare spiralată a canalului de admisie sau, uneori, prin utilizarea supapei cu ecran (fig. 10.9.a).

Fig. 10.9 Fazele tipice proceselor procedeului M

La apropierea rapidă a pistonului de PMI, aerul din zona circulară de squish care înconjoară camera de ardere este puternic comprimat către centrul camerei, apoi dirijat forţat, iniţial în partea sa inferioară, unde urmează conturul peretelui camerei, după care este împins spre partea superioară unde suferă o comprimare suplimentară datorită interstiţiului redus în raport cu chiulasa motorului (fig. 10.9.b). Chiar înainte de finalul cursei de comprimare combustibilul este injectat prin două jeturi sub un unghi ascuţit faţă de pereţii camerei de ardere. La atingerea pereţilor camerei de ardere, datorită turbioanelor de aer existente se produce pulverizarea în dreptul suprafeţelor acestora, sub forma unei pelicule cu grosimea de 0,012 – 0,015 [mm], evitându-se astfel reflexia combustibilului din jeturi (fig. 10.9.c). La parcurgerea distanţei dintre injector şi peretele camerei de ardere, o parte a combustibilului injectat (circa 5 – 10% din cantitatea totală injectată pe ciclu) se vaporizează şi se autoaprinde, cu o întârziere redusă. Restul combustibilului, în contact cu circa 75% din suprafaţa peretelui camerei de 187

ardere care are o temperatură ridicată, se vaporizează treptat şi, în aceeaşi măsură, este antrenat de vârtejul de aer din cameră formând un amestec omogen care arde treptat în apropierea centrului camerei de ardere, într-un front de flacără extins provenit de la nucleul iniţial de ardere, ceea ce evită mersul brutal al motorului. Pentru vaporizarea completă a combustibilului, temperatura pereţilor camerei de ardere trebuie menţinută între 180 [°C] şi 340 [°C]; dacă însă temperatura creşte peste valoarea maximă, există condiţii de apariţie a fenomenului de cracare a combustibilului. Este de remarcat că acest fenomen de vaporizare a dozei majoritare de combustibil de pe peretele camerei de ardere sferice, conferă motorului avantajele unei largi policarburări, putând folosi cu maximă economicitate orice combustibil având punctul de fierbere între 40 [°C] şi 400 [°C] [3, 17, 19]. Energia obţinută prin propagarea arderii în interiorul cavităţii camerei de ardere, produce o creştere rapidă a presiunii, urmată de destinderea gazelor arse (fig. 10.9.d), fenomen care se suprapune parţial cu primul.

Fig. 10.10 Corelarea fazelor proceselor cu diagrama de ardere la motorul M: a – injecţie; b – aprindere; c – ardere; d – sfârşitul injecţiei; e – produse ale arderii complete

188

La anumite motoare funcţionând după acest procedeu se foloseşte un singur jet de combustibil, formarea peliculei fiind favorizată de degajarea existentă la gura camerei de ardere în partea din care se efectuează injecţia. În continuare, unghiul ascuţit pe care-l formează jetul de combustibil cu peretele camerei de ardere contribuie, de asemenea, la formarea acestei pelicule de combustibil. O imagine completă a fazelor procesului de ardere din interiorul camerei de combustie, de la începutul injecţiei până la sfârşitul arderii, corelate cu diagrama de ardere este redată în fig. 10.10. Printre avantajele principale ale motoarelor care funcţionează după procedeul M se pot enumera: funcţionarea lină a motorului datorită unei arderi fără creşteri foarte mari de presiune, fără bătăi şi vibraţii indiferent de sarcină, reducerea excesului de aer de la 1,62 la 1,15, reducerea fumului la evacuare, diminuarea consumului specific de combustibil prin îmbunătăţirea arderii, obţinerea unor presiuni medii efective mai mari şi nu în ultimul rând sensibilitate foarte redusă în raport cu calitatea combustibilului utilizat. Pe baza acestui procedeu M s-au obţinut motoare policarburant care, spre deosebire de alte realizări, se caracterizează prin simplitate constructivă. Uzinele MAN au obţinut un motor diesel policarburant de tip M care funcţionează stabil cu orice fel de combustibil, exceptând benzina. Acest inconvenient a fost înlăturat prin concepţia motorului diesel MAN-FM, prevăzut şi cu un sistem de aprindere prin bujie, motor care este capabil să funcţioneze inclusiv cu benzină având cifra octanică 100. (fig. 10.11). Experimentările cu acest motor au pus în evidenţă un conţinut extrem de redus Fig. 10.11 Motorul policarburant MAN-FM de oxid de carbon în gazele de evacuare [18]. În fig. 10.12 se prezintă organizarea camerei de ardere a motorului MWM, realizat după cea de a doua soluţie enunţată. La acest motor antecamera are o construcţie specifică, adaptată pentru diferiţi combustibili. Chiulasa motorului 189

este confecţionată dintr-un aliaj de aluminiu, răcirea făcându-se cu aer. O altă particularitate importantă a acestui motor o constituie legătura dintre camera principală şi ante-cameră. Ea este formată, după cum se observă, din două canalizaţii concentrice izolate termic de restul chiulasei, ceea ce le conferă o temperatură foarte ridicată. Această temperatură favorizează aprinderea şi arderea, în bune condiţii, a diferiţilor combustibili [30]. Injectorul 1 plasat în antecameră este de tip închis, axa sa situându-se în prelungirea axei canalelor de legătură. Bujia de pornire 2 este amplasată în partea superioară a antecamerei, în apropierea injectorului, sub un unghi ascuţit faţă de injector, în aşa fel încât terminaţia incandescentă pătrunde aproape de partea centrală a jetului pulverizat. Încercările efectuate au pus în evidenţă o funcţionare silenţioasă şi un consum specific minim redus, situat Fig. 10.12 Organizarea camerei de în jurul valorii de 234 [g/kW·h] (172 ardere a motorului policarburant [g/CP·h]). MWM: 1 – injector; 2 – bujie de pornire După această soluţie au fost realizate, de asemenea, motoare policarburant şi de către firmele Deutz şi Mercedes. În obţinerea motoarelor policarburant, un rol important îl au şi procedeele injecţiei pilot. Ele pot asigura o funcţionare convenabilă cu combustibili grei, cu volatilitate redusă, care prezintă o mare întârziere la autoaprindere. Astfel, principiul injecţiei pilot, în general cu rol benefic în promovarea aprinderii şi arderii, cunoaşte mai multe variante. Fenomenologic, în principiu, dacă înaintea injectării dozei principale în cilindru se introduce o cantitate mai redusă de combustibil care constituie pilotul, aceasta se poate aprinde fără a produce funcţionarea brutală a motorului. Pe de altă parte, datorită condiţiilor create, doza principală de combustibil va fi injectată într-o atmosferă încălzită şi în acelaşi timp bogată în promotori de aprindere, nefiind exclusă nici prezenţa flăcărilor, elemente provenite din reacţiile anterioare ale pilotului cu oxigenul. Acest aspect asigură o durată foarte scurtă a întârzierii la autoaprindere, ceea ce conduce la o ardere treptată a dozei principale de combustibil, cu un gradient de presiune redus, aşa cum se sugerează în diagrama de ardere din fig. 10.13. Asigurarea injectării pilotului cu un avans redus faţă de doza principală este posibilă printr-o serie de măsuri constructive cunoscute. Astfel, se practică fie profilarea corespunzătoare a camei de injecţie, fie utilizarea injectorului special de tip Pintaux, introdus şi realizat de H. Ricardo, a cărui schemă de principiu este prezentată în fig. 10.14.

190

Fig. 10.14 Schema de principiu a injectorului Pintaux

Fig. 10.13 Diagrama de ardere

La acest tip de injector, profilarea tipică a vârfului acului realizează la începutul ridicării sale o secţiune mai redusă prin orificiul principal de injecţie O1 decât prin cel secundar O2. În consecinţă, pilotul de combustibil va fi injectat prin orificiul O2, orientat astfel încât, sub acţiunea mişcării turbionare a aerului, jetul de combustibil este antrenat spre centrul camerei separate de ardere. La ridicarea în continuare a acului, secţiunea prin O1 creşte, pilotul se dezamorsează începând injectarea dozei principale prin O1 [3, 4, 17]. Etapele funcţionării injectorului Pintaux sunt prezentate în fig. 10.15 [19].

Fig. 10.15 Etapele funcţionării injectorului Pintaux: I – orificiul de pulverizare închis; II – începutul deschiderii orificiului; III – deschidere totală: 1 – orificiul secundar de pulverizare; 2 – cursa primară; 3 – cursă secundară

Variaţia debitelor ciclice prin cele două orificii ale injectorului Pintaux, cât şi debitul ciclic rezultant în funcţie de turaţie, sunt conţinute în fig. 10.16. Dirijarea pilotului de combustibil, în cazul injectorului Pintaux, către centrul camerei separate departe de pereţi, unde aerul este mai cald, favorizează autoaprinderea combustibilului, lucru care nu se întâmplă în mod normal în cazul camerelor separate de turbulenţă unde jetul de combustibil este orientat către periferie, zonă în care vecinătatea peretelui rece face mai dificilă autoaprinderea şi în consecinţă pornirea motorului. În fig. 10.17 se face o 191

comparaţie între aceste două soluţii, pentru regimul de pornire şi regimul normal de funcţionare [5].

Fig. 10.17 Comparaţie între modul de injectare a combustibilului în diferite situaţii: Fig. 10.16 Debitele ciclice în cazul injectorului Pintaux: 1 – debit principal; 2 – debit secundar;3 – debit rezultant

I – echipare cu injector normal; II – jeturile injectorului Pintaux în faza de pornire; III – jeturile injectorului Pintaux în regim normal de func-ţionare: 1 – cameră de turbulenţă; 2 – orificiul pulverizatorului; 3 – direcţia de mişcare a aerului; 4 – jet principal; 5 – jet secundar (pilot)

Efectul pilotului poate fi considerat, din punct de vedere cinetic, ca o furnizare de centri reactivi dozei principale de combustibil. Evident, condiţia principală este ca pilotul să nu ajungă la auto-aprindere până în momentul injecţiei principale, el suferind doar transformările chimice intermediare. În această idee a fost propusă introducerea pilotului sub forma unei ceţe foarte fin pulverizate în admisia de aer a motorului. Acest procedeu, cunoscut sub numele de fumigare, a avut un oarecare succes în special când injecţia principală se făcea cu un alt tip de combustibil, de regulă mai greu. Ca dezavantaj se menţionează o pregătire chimică a pilotului deficitară în anumite regimuri funcţionale. În plus, instalaţia necesară aplicării acestui principiu introduce o complicaţie constructivă a motorului. O parte dintre aceste dezavantaje se înlătură prin folosirea procedeului francez Vigom care prevede injectarea pilotului (ajungând până la 30 – 40% din doza ciclică de combustibil) către finele procesului de evacuare. În acest caz, amestecarea combustibilului pilot cu gazele arse reziduale va încetini declanşarea reacţiilor de oxidare, reacţii care vor evolua ulterior relativ lent, numai în măsura diluării gazelor în aerul admis în cilindru. În acest mod, aproape de sfârşitul procesului de comprimare, combustibilul pilot suferă deja toate etapele transformărilor intermediare necesare aprinderii şi arderii prompte a dozei principale. În cazul utilizării combustibililor grei, la sarcini reduse, când arderea se înrăutăţeşte datorită vaporizării deficitare a combustibilului, în condiţiile micşorării regimului termic al motorului şi înrăutăţirii pulverizării, se recomandă folosirea recirculării gazelor arse. Intensificarea vaporizării 192

combustibiului poate fi obţinută preîncălzind aerul introdus în cilindrii motorului cu ajutorul gazelor arse. Soluţia cea mai facilă o reprezintă încălzirea directă prin amestecare care se poate obţine prin recircularea gazelor arse în admisia de aer a motorului. Cum la sarcini reduse excesul de aer este foarte mare, impurificarea aerului din cilindru cu gaze arse nu poate fi obiecţionabilă. În egală măsură, nu este perturbator nici efectul diminuării greutăţii aerului se recomandă folosirea recirculării gazelor arse. Intensificarea vaporizării combustibilului poate fi obţinută preîncălzind aerul introdus în cilindrii motorului cu ajutorul gazelor arse. Soluţia cea mai facilă o reprezintă încălzirea directă prin amestecare care se poate obţine prin recircularea gazelor arse în admisia de aer a motorului. Cum la sarcini reduse excesul de aer este foarte mare, impurificarea aerului din cilindru cu gaze arse nu poate fi obiecţionabilă. În egală măsură, nu este perturbator nici efectul diminuării greutăţii aerului proaspăt datorită încălzirii. Un dezavantaj major al motoarelor policarburant realizate pe structura motoarelor cu aprindere pin comprimare este dificultatea pornirii la temperaturi scăzute. Din acest motiv, la motoarele cu injecţie directă, pentru uşurarea pornirii pe timp rece se încălzeşte aerul de admisie fie prin arderea unei mici doze de combustibil în colectorul de admisie fie cu ajutorul unor rezistenţe electrice. Încălzirea aerului prin arderea unei mici cantităţi de combustibil se face cu ajutorul unui dispozitiv denumit thermostart. Varianta firmei CAV este arătată în fig. 10.18. Dispozitivul este acţionat cu circa 15–20 [sec]. înaintea pornirii motorului. Alimentarea se face din circuitul de combustibil al pompei de injecţie prin intermediul unui rezervor de mică capacitate. Debitul de combustibil care pătrunde în dispozitiv nu depăşeşte 0,15 [ml/sec], vaporizânduse datorită căldurii preluate de la corpul supapei interioare; aprinderea este asigurată de rezistenţa cu diametru mare plasată la capătul supapei. Accesul combustibilului estre controlat de supapa cu bilă care se deschide progresiv deoarece limitatorul ei, confecţionat dintr-un material cu coeficient de dilatare liniară redus, nu se dilată în aceeaşi măsură cu tubul exterior al supapei [17].

Fig. 10.18 Dispozitivul thermostart al firmei CAV: 1 – intrarea combustibilului; 2 – piuliţă; 3 – conector al bobinei de încălzire; 4 – supapă; 5 – bobină de încălzire;6 – limitatorul supapei; 7 – canal de destindere; 8 – bobină de aprindere; 9 – ecran de flacără; 10 – zonă cu amestec aer-combustibil; 11 – carcasă; 12 – şaibă izolatoare; 13 – corpul supapei

193

O altă variantă de dispozitiv de încălzire a aerului care aparţine firmei Bosch, vizibilă în fig. 10.19, foloseşte ca element de aprindere a combustibilului o bujie incandescentă plasată în interior. Alimentarea cu combustibil a acestui dispozitiv se face prin intermediul unei supape acţionate electromagnetic, plasată pe corpul acestuia la intrarea combustibilului.

Fig. 10.19 Dispozitiv Bosch de încălzire a aerului: 1 – conexiunea bobinei de încălzire; 2 – orificiu calibrat; 3 – filtru; 4 – intrarea combustibilului; 5 – bobină de încălzire; 6 – ecran de flacără; 7 – tub incandescent; 8 – izolator

Supapa are un orificiu calibrat necesar dozării cantităţii de combustibil, incluzând de asemenea şi un filtru. La pornirea la rece, dispozitivul este acţionat circa 20 [sec], timp în care bujia incandescentă ajunge la aproximativ 1000 [°C]. Simultan, supapa permite combustibilului accesul spre bujie, fiind pulverizat pe suprafaţa caldă; el începe să se vaporizeze atingând partea terminală a bujiei incandescente, moment în care se produce aprinderea şi arderea [17]. În cazul motoarelor cu cameră de ardere divizată se încălzeşte aerul din camera de ardere cu ajutorul unor bujii incandescente. De asemenea, există unele motoare prevăzute cu încălzitor suplimentar care realizează o încălzire rapidă a motorului, de exemplu, prin circulaţia forţată a lichidului de răcire. Având în vedere faptul că motoarele policarburant funcţionează cu combustibili a căror proprietăţi care influenţează injecţia (vâscozitatea, densitatea, volatilitatea etc.), diferă destul de mult de la un combustibil la altul, trebuie introduse în construcţia pompei de injecţie dispozitive care să modifice caracteristica de debit în funcţie de combustibilul utilizat. În general, se folosesc dispozitive de corecţie a debitului maxim de combustibil. Limitatorul de debit maxim la aceste motoare are mai multe poziţii în funcţie de combustibilul cu care funcţionează motorul. Selectarea poziţiilor limitatorului se poate face fie automat, fie manual, în funcţie de tipul combustibilului utilizat. În afara problemelor de ardere, se pun în egală măsură şi probleme de tribologie, relativ la echipamentul de injecţie, datorită slabelor proprietăţi lubrifiante ale anumitor combustibili. De aceea, o parte din restricţiile apărute în 194

realizarea motoarelor policarburant sunt legate de existenţa unor sisteme de alimentare corespunzătoare, în special a unor pompe de injecţie capabile să injecteze, la presiuni înalte, combustibili lipsiţi de proprietăţi de ungere. Este vorba mai ales de benzină, alcool metilic, alcool etilic, emulsii benzină-apă, emulsii motorină-apă, emulsii motorină-metanol ş.a.m.d.

195

Capitolul 11

Supraalimentarea motoarelor pentru autovehicule rutiere 11.1. Tipuri de supraalimentare. Clasificări. Caracteristici Puterea motorului de automobil este proporţională cu consumul orar de aer. Sporirea consumului de aer, la un motor în patru timpi se obţine la aceeaşi turaţie şi cilindree, cel mai raţional, prin mărirea densităţii aerului, adică a fluidului proaspăt. Acest lucru se realizează, în mod curent, cu o suflantă care comprimă aerul de la presiunea iniţială de admisie p0, la presiunea ps. Aerul este comprimat la presiuni de 0,12 ,..., 0,32 MPa [1, 17]. Principial există două tipuri de suflante şi anume: • suflante volumice sau de dislocare, care la rândul lor pot fi cu piston, sau rotative, acestea din urmă având un rotor profilat, cum este cazul suflantei Roots sau al suflantelor Sprintex; • suflante dinamice, bazate pe modificarea impulsului aerului şi care, la rândul lor, pot fi de tip axial sau, în special la motoarele de automobile, de tip centrifugal. Suflantele cu rotor profilat de tip Roots, a căror construcţie este prezentată în fig. 11.1., conţin 2 sau chiar 3 rotoare profilate, care se rotesc într-o carcasă. Ele sunt acţionate pe cale mecanică, debitul de aer fiind dependent numai de turaţie nu şi de sarcina motorului [19].

Fig. 11.1 Construcţia suflantei volumice cu rotor profilat Roots 196

Suflantele Sprintex au două rotoare profilate sub formă de şurub elicoidal, cel conducător având 6 lobi, pe când cel condus are 4 lobi. Arhitectura acestei suflante este vizibilă în fig. 11.2. Suflanta centrifugă este însă cea mai răspândită la motoarele de autovehicule, oferind dimensiuni reduse ca urmare a turaţiilor mari la care lucrează, adică 40000,...,100000 [rpm]. Ea este alcătuită din câteva elemente tipice, precum rotorul cu palete, difuzorul, prevăzut, de asemenea, cu palete, racordul de intrare a aerului şi colectorul, numit şi melcul de ieşire. Într-o astfel de suflantă, comprimarea se produce în două etape. Astfel, o primă etapă are loc în rotor, sub acţiunea forţelor centrifuge, în timp ce a doua etapă se desfăşoară în stator, adică în difuzor, prin transformarea energiei cinetice a curentului de gaze în lucru mecanic de comprimare. La aceste suflante diametrul rotorului este o dimensiune fundamentală. Astfel, pentru suflante compacte, cu gabarit mic, trebuie mărită turaţia suflantei. La un diametru mare de rotor, inerţia este mare şi în regim de accelerare, din cauza acestei inerţii, suflanta răspunde cu întârziere [19].

Fig. 11.2 Construcţia suflantei volumice cu rotor profilat Sprintex

Din punct de vedere al antrenării sunt posibile trei soluţii, descrise în continuare. O primă soluţie o reprezintă antrenarea mecanică, care se face de la arborele motorului. Antrenarea se face, de regulă, printr-un angrenaj cu raport de transmisie de 10 - 12, procedeul numindu-se în acest caz şi supraalimentare mecanică. Cea de a doua soluţie o constituie antrenarea prin intermediul unei turbine cu gaze, procedeul purtând numele de turbo-supraalimentare.

197

A treia soluţie o reprezintă antrenarea mixtă, întâlnită însă mult mai rar la motoarele de automobile. Turbo-supraalimentarea se realizează cu un grup turbo-suflantă, compus dintr-o suflantă centrifugă şi o turbină care prelucrează o parte din energia gazelor de evacuare. Suflanta şi turbina sunt fixate pe un ax comun. Deşi între suflantă şi motor nu există o legătură mecanică, agregatul este autoreglabil. Astfel, la variaţia turaţiei şi a sarcinii motorului se modifică debitul şi temperatura gazelor de ardere, deci şi regimul de funcţionare al turbo-suflantei. Pentru obţinerea unui grad ridicat de supraalimentare există două posibilităţi, şi anume: • creşterea căderii de presiune în turbină, adică mărirea presiunii pt înaintea ei prin deschiderea mai devreme a supapei de evacuare, adică printr-un avans mai mare la evacuare; • creşterea temperaturii gazelor la intrarea în turbină, Tt , caz care se limitează însă din cauza temperaturii materialului de paletă la 780 ,..., 850 K. La depăşirea acestei limite, gazele de evacuare se diluează cu aer proaspăt. Diagramele de pompaj a motorului supraalimentat evidenţiază că presiunea pa în timpul umplerii este superioară presiunii de evacuare pev, aria diagramei de pompaj fiind pozitivă. În această situaţie, lucrul mecanic al diagramei de pompaj se adună la cel al buclei superioare. Avansul la deschiderea supapei de admisie în cazul acestor motoare este, de asemenea, mai mare, tocmai pentru a oferi secţiune maximă gazelor. În acelaşi timp, întârzierea la închiderea supapei de admisie se măreşte corespunzător, fenomenul inerţional fiind Fig. 11.3 Diagrama de mai accentuat odată cu creşterea valorii presiunii pompaj a motorului ps. Întârzierea la închiderea supapei de evacuare se supraalimentat măreşte şi ea în mod corespunzător (fig. 11.3). Amplasarea grupului de supraalimentare, în special la motoarele mari, trebuie să ţină seama de considerente de gabarit [17, 45]. 11.2. Turbo-supraalimentarea Turbo-supraalimentarea utilizează energia gazelor de evacuare, care în mod normal reprezintă o energie pierdută. Debitul de gaze evacuat, antrenează turbina, care la rândul său antrenează compresorul, montat pe un ax comun cu aceasta (fig. 11.4). Prin procedeul de supraalimentare, presiunea în colectorul de admisie ajunge, în mod curent, la valori ce depăşesc cu cca. 0,09 – 0,13 MPa presiunea 198

atmosferică. Astfel umplerea cilindrilor este îmbunătăţită, randamentul volumetric ajungând la valori mult mai mari. Creşterea cantităţii de aer este însoţită de creşterea dozei de combustibil injectat, ceea ce are ca rezultat mărirea puterii motorului cu până la 40%, comparativ cu un motor admisie normală, având aceeaşi capacitate cilindrică. Principalele avantaje ale supraalimentării sunt grupate în continuare astfel:
Reducerea consumului de combustibil Comparativ cu un motor aspirat normal de aceeaşi putere vom avea o reducere a consumului de combustibil deoarece se recuperează energia gazelor de evacuare. Totodată motoarele supraalimentate au o cilindree mai redusă comparativ cu cele aspirate, de aceeaşi putere, ceea ce înseamnă pierderi prin frecare mai reduse.
Reducerea raportului putere / greutate motor Acest raport este superior celui Fig. 11.4 Schema bloc a turbocare caracterizează motoarele supraalimentării aspirate.
Puterea motorului nu este afectată de altitudine Odată cu creşterea altitudinii, la motoarele aspirate, puterea este afectată prin reducerea randamentului volumetric al umplerii. La motoarele turbosupraalimentate refacerea puterii este posibilă datorită modificării regimului de lucru al turbinei. Componentele agregatului de supraalimentare sunt prezentate şi descrise în continuare. 11.2.1. Compresorul Ansamblul compresor este alcătuit din: compresorul rotativ cu paleţi; carcasa; canalizaţia de intrare a aerului; canalizaţia de ieşire a aerului. Compresoare folosite au intrarea axială şi ieşirea radială, viteza periferică a paleţilor putând Fig. 11.5 Agregat de turbo-supraalimentare atinge 520 m/s. 199

Fig. 11.6 Fluxul gazelor prin compresor şi prin turbină

11.2.2. Turbina Componenţa ansamblului turbinei cuprinde următoarele elemente de bază: - rotorul, pe care sunt dispuşi paletele; - carcasa, având forma tipică; - intrarea radială - ieşirea axială. Rotorul cu palete este realizat din aliaje de nichel şi crom, deoarece acestea trebuie să suporte temperaturi ce pot atinge 1050 [°C]. O secţiune prin ansamblul compresor – turbină este prezentată în fig. 11.7, în timp ce în fig. 11.8 este vizibil axul agregatului cu cele două rotoare, putânduse remarca profilul şi dispunerea paletelor, precum şi modul de asamblare dintre ax şi rotoare [19]. 11.2.3. Lagărele turbo-suflantei Lagărele au rolul de a susţine şi unge arborele turbo-suflantei, arbore ce se roteşte curent cu turaţii până la 20000 [rpm]. Aceste lagărele pot fi de tipul inelelor sau de tip semicuzineţi, aşa cum se arată în fig. 11.9, prezentată mai jos. În cazul lagărelor de tip inel (bucşă), acestea se rotesc cu jumătate din turaţia arborelui turbo-suflantei. Între inel şi arbore precum şi între carcasă şi inel există în permanenţă ulei sub presiune din sistemul de ungere al motorului. În cazul lagărelor tip semicuzineţi aceştia sunt asiguraţi contra rotirii şi beneficiază de ungere sub presiune similar ca la arborele cotit al motoarelor. În cazul ungerii insuficiente lagărele se distrug rapid, debitul de ulei necesar fiind ce 8-10 [litri/min], iar presiunea de cca. 0,4 [MPa]. Tendinţa actuală este de utilizare a lagărelor având la bază rulmenţi cu ace. 200

Fig. 11.7 Secţiune prin ansamblul compresor – turbină

Fig. 11.8 Axul agregatului cu cele două rotoare

201

Fig. 11.9 Lagărele turbo-suflantei

11.2.4. Controlul presiunii de turbo-supraalimentare Dacă turbo-suflanta ar fi proiectată să producă maximum de putere la turaţia maximă a motorului, aceasta ar avea dimensiuni sporite şi o greutate apreciabilă a pieselor în mişcare de rotaţie ceea ce ar afecta timpul de răspuns în cazul turaţiilor reduse de funcţionare.

Fig. 11.10 Schema de control a presiunii de supraalimentare

202

Micşorarea dimensiunilor agregatului este de dorit, dar acest lucru se face astfel încât el să producă un nivel acceptabil de putere în cazul turaţiilor reduse şi să răspundă prompt la accelerare. Utilizarea unui turbocompresor de dimensiuni reduse (turaţie ridicată de funcţionare) creează riscul producerii unei suprapresiuni. În această situaţie trebuie redusă turaţia de funcţionare a turbinei, lucru realizabil prin intermediul unei supape ce limitează debitul de gaze. Această supapă, denumită în mod curent „wastegate”, din limba engleză, este acţionată prin intermediul unei tije ce face legătura cu o capsulă vacuumatică, funcţionarea ei fiind pusă în evidenţă pe schema bloc din fig. 11.10. Observaţie: O importanţă deosebită trebuie acordată reglajului tijei de comandă cu care este echipată capsula vacuumatică. 11.2.5. Turbo-suflanta cu geometrie variabilă În vederea menţinerii unor performanţe ridicate ale motorului, în special cuplul acestuia, atât în regimurile de turaţii şi sarcini joase, cât şi în cele înalte se practică controlul secţiunii de intrare a gazelor arse în rotorul turbinei. Astfel, la regimurile joase, când debitul şi viteza gazelor este redusă, secţiunea de trecere se micşorează, accelerând astfel curgerea gazelor şi implicit presiunea lor dinamică care acţionează asupra paletelor rotorului turbinei. Se obţine în acest mod o turaţie ridicată a turbinei şi în consecinţă a compresorului, parametrii aerului refulat fiind apropiaţi de cei obţinuţi în regimurile înalte de lucru ale motorului. Contrar, la turaţii şi sarcini mari ale motorului, debitul gazelor de ardere, viteza de curgere şi presiunea lor dinamică sunt crescute, astfel încât turaţia turbinei şi compresorului sunt ridicate. Pentru a nu creşte excesiv valoarea parametrilor de lucru şi în acelaşi timp pentru a proteja turbina, secţiunea de trecere se măreşte, astfel încât rezistenţa gazodinamică a jetului de gaze arse să fie minimă. Modificările de secţiune se pot realiza în două moduri. Astfel, la unele construcţii de turbină se acţionează asupra secţiunii canalului radial de curgere a gazelor, aşa cum se arată în fig.11.11 a (turaţii şi sarcini mici, secţiune redusă) şi fig 11.11 b (turaţii şi sarcini mari, secţiune crescută). La alte variante mai recente de turbine se modifică secţiunile canalelor de trecere a gazelor, formate între paletele statorice şi cele rotorice la nivelul turbinei, aşa cum se exemplifică, pentru cele două situaţii extreme de funcţionare, în fig. 11.12 a şi fig. 11.12 b. Acest lucru se obţine prin rotirea cu cca. 30° a paletelor statorului prin intermediul unui mecanism de sincronizare, acţionat prin depresiune şi comandat de unitatea electronică centrală, aspect pus în evidenţă în fig. 11.13.

203

Fig. 11.11 a, b Modificarea secţiunii canalului radial de curgere a gazelor

204

Fig. 11.12 a, b Modificarea secţiunii canalelor dintre paletele statorice şi rotorice ale turbinei

Fig. 11.13 Mecanismul de rotire a paletelor statorice

Variaţia secţiunii de trecere a gazelor la intrarea în turbină, în concordanţă cu regimul de funcţionare al motorului este sugerată şi în fig. 11.14. 205

Fig. 11.14 Poziţiile paletelor de pe stator şi traiectoria fluxului de gaze

Fig. 11.15 Schema bloc de dispunere a intercoolerului

Se observă că la acest sistem de reglare, la turaţii şi sarcini mici, fluxul de gaze este dirijat aproximativ normal la paleta rotorică, ceea ce îmbunătăţeşte mult eficienţa procesului. În final, rezultă un agregat mai eficient ce îmbunătăţeşte performanţele motorului [18, 19]. 11.2.6. Pornirea şi oprirea motorului Pe perioadele de oprire şi pornire ale motoarelor prevăzute cu turbosuflante ungerea acestor agregate este deficitară datorită presiunii reduse din sistemul de ungere. Observaţie: Din acest motiv după pornire şi înainte de oprirea motoarelor nu trebuie să se accelereze. 11.2.7. Răcitorul intermediar (Intercoolerul) Odată cu comprimarea aerului de către compresor, la ieşirea din acesta aerul are o temperatură ridicată ceea ce afectează densitatea şi odată cu ea eficienţa umplerii. Pentru a combate acest fenomen se apelează la răcitoare intermediare denumite „intercooler”, poziţionate ca în figura de mai jos. Cel mai adesea se utilizează intercoolere de tip aer-aer ce reduc temperatura la 50 - 60 [°C]. 206

11.3. Reducerea gradului de poluare Motorul Diesel funcţionează în permanenţă cu exces de aer, ceea ce îl face mai puţin poluant decât motorul cu aprindere cu scânteie, cu benzină, în special în ceea ce priveşte emisiile de CO şi HC. Principalele produse poluante ale motorului Diesel sunt NOx şi particulele. După cum se cunoaşte, NOx - ul se produce datorită excesului de aer şi al temperaturilor ridicate din cilindri. Particulele sunt rezultatul unui exces de combustibil şi al arderilor incomplete, în special pe perioada accelerărilor şi al funcţionărilor la rece. Aceste particule pot duce la colmatarea convertoarelor catalitice. O măsură de combatere a colmatării este aceea de reducere a avansului la declanşarea injecţiei, la regimuri medii şi înalte de funcţionare a motoarelor (dar nu la regimul maxim). 11.4. Sistemul EGR Sistemul EGR (Exost Gas Recirculation) permite reducerea concentraţiei de NOx prin recircularea unei anumite cantităţi de gaze arse. Acestea vor intra în sistemul de admisie şi apoi în motor, unde vor avea ca efect reducerea temperaturii în timpul procesului de ardere. Cantitatea de gaze arse recirculate este riguros controlată astfel încât, de la turaţia de ralanti şi până la 3500 [rpm], controlul se face şi în funcţie de informaţia primită de calculator de la debitmetrul de aer [18].

207

Capitolul 12

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule rutiere

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă constituie reprezentări grafice ale variaţiei unor indici şi mărimi ale acestora, în funcţie de o altă mărime, care influenţează performanţele lor energetice şi de economicitate [2, 3]. În general, aceste caracteristici se determină experimental, pe un stand de încercări a motoarelor, în conformitate cu prevederile STAS 6635 - 87. Caracteristicile motoarelor cu ardere internă cu piston sunt grupate în două mari categorii, şi anume: • Caracteristici de reglare, care sunt obţinute prin reprezentarea indicilor specifici în funcţie de un factor de reglare, de exemplu avansul la producerea scânteii electrice, avansul la injecţie, dozajul etc; • Caracteristici funcţionale, care sunt reprezentări ale indicilor şi mărimilor specifice, în funcţie de un factor funcţional al motorului, cum ar fi sarcina sau turaţia. Pe lângă aceste două mari categorii se utilizează, de asemenea, şi alte tipuri de caracteristici. Astfel, în vederea estimării pierderilor datorate rezistenţelor proprii ale motorului se foloseşte caracteristica de pierderi. Pentru studiul corelării motorului cu vehiculul (utilizatorul) se introduc caracteristicile de propulsie, iar caracteristicile complexe pun în evidenţă interdependenţa mai multor indici de apreciere a calităţilor motorului.

12.1. Caracteristici de reglare 12.1.1. Caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil, exemplificată, pentru cazul MAS-ului în fig. 12.1, conţine reprezentări ale variaţiei puterii efective a motorului, consumului specific efectiv de combustibil şi excesului de aer, în funcţie de consumul orar de combustibil, Pe = f(Ce), ce = f(Ce) şi λ = f(Ce) ceilalţi factori, reprezentaţi prin turaţia şi sarcina motorului, fiind constanţi. 208

Fig. 12.1 Caracteristica de consum orar la MAS

Fig. 12.2 Caracteristica de consum orar la MAC

Aceste caracteristici de reglare la MAS, în funcţie de consumul orar de combustibil, pentru diferite sarcini şi turaţii stau la baza determinării condiţiilor calitative de formare a amestecului. De aceea, se recomandă ridicarea cât mai multor caracteristici de acest fel, la sarcini şi turaţii diferite. Astfel, se pot determina cu uşurinţă, valorile economice ale consumurilor orare de combustibil, Ceec, corespunzătoare coeficienţilor de exces de aer economici, λec, care generează consumurile de combustibil specifice efective minime, cemin, precum şi valorile consumurilor orare de combustibil Cep, corespunzătoare dozajelor de putere, λp, susceptibile să producă puterile maxime dezvoltate de motor la diferite regimuri, cu consumuri specifice efective maxime, cemax. Din caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil la MAC, prezentată în fig. 12.2, se observă că mărirea consumului orar de combustibil, Ce, ceilalţi factori fiind constanţi, provoacă creşterea accentuată a puterii sale efective; acest lucru reprezintă consecinţa arderii unei cantităţi mai mari de combustibil în fiecare ciclu. În aceeaşi măsură însă, arderea se înrăutăţeşte, ca urmare a îmbogăţirii dozajului, în condiţiile în care cantitatea de aer rămâne neschimbată [2, 3, 46]. Mărirea în continuare a dozei de combustibil injectate într-un ciclu conduce la înrăutăţiri inacceptabile ale economicităţii motorului, la o funcţionare cu fum, precum şi la apariţia unor suprasolicitări de natură termică şi mecanică inadmisibile. Toate aceste aspecte, impun limitarea consumului orar de combustibil, Ce, la o valoare maximă admisibilă, Ce lim, căreia, în condiţii de exploatare, îi corespunde puterea maximă limitată Pe lim. Pe de altă parte, la consumuri orare foarte reduse, arderea se înrăutăţeşte ca urmare a compromiterii caracteristicilor injecţiei, ceea ce produce, de asemenea, creşterea consumului specific de combustibil. 209

Prin această modalitate de lucru se poate determina valoarea consumului specific de combustibil minim, ce ec. Caracteristicile de consum orar se determină pentru cât mai multe turaţii ale motorului, ele oferind astfel posibilitatea stabilirii condiţiilor de lucru ale echipamentului de injecţie a combustibilului. 12.1.2. Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la producerea scânteii electrice Este o caracteristică tipică motorului cu aprindere prin scânteie, care pune în evidenţă modificarea puterii efective a motorului şi a consumului specific efectiv de combustibil odată cu variaţia valorii avansului la aprindere, β , la turaţie şi sarcină constante (n = const. şi ϕ = const.). Se poate astfel pune în evidenţă, pentru fiecare regim de funcţionare, valoarea optimă a avansului la aprindere, β opt, ce reprezintă valoarea avansului la care, pentru regimuri de funcţionare constante, rezultă puteri maxime ale motorului, aşa cum se indică în fig. 12.3 [2, 17].

Fig. 12.3 Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la producerea scânteii electrice

Ţinând seama însă de constanţa consumului orar de combustibil, în condiţiile în care asupra reglajului acestuia nu se acţionează, se observă că atunci când puterea efectivă dezvoltată este maximă, consumul specific efectiv de combustibil va fi minim:

Ce const = = cemin Pemax Pe max ceea ce indică, că la acelaşi avans se obţine şi economicitatea maximă.

210

(12.1)

Determinând avansurile optime, β opt, la mai multe turaţii, pentru aceeaşi sarcină ( fig. 12.4 a ) rezultă variaţia avansului optim în funcţie de turaţie la sarcină constantă, adică βopt = f(n) la ϕ = const., aşa cum se pune în evidenţă în fig. 12.4 b.

Fig. 12.4 a,b Modalitatea de determinare a avansului optim la aprindere în funcţie de turaţie la sarcină constantă

Prin repetarea determinărilor pentru diferite sarcini (ϕ1 ,..., ϕn), între sarcina de mers în gol, ϕmg şi sarcina totală, ϕt, rezultă variaţia avansului optim cu turaţia şi sarcina, aşa cum se arată în fig. 12.5.

Fig. 12.5 Variaţia avansului optim cu turaţia şi sarcina

Fig. 12.6 Avansul furnizat de dispozitivele clasice

211

Trebuie arătat că dispozitivele mecanice sau pneumatice de variaţie a avansului cu turaţia produc o modificare a acestuia după o alură deosebită, β disp., faţă de aceea a avansului optim, β optim, datorită necesităţii ca acest dispozitiv să aibă o construcţie simplă şi rentabilă, aspect pus în evidenţă în fig. 12.6. Actualele sisteme electronice de injecţie a benzinei şi de aprindere, comandate de unitatea electronică centrală, înlătură acest dezavantaj, redând foarte fidel valorile necesare ale dozajului şi avansului la aprindere. 12.1.3. Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la injecţie Caracteristica de acest tip este specifică motorului cu aprindere prin comprimare. Ea se determină printr-o metodologie similară cu cea de la MAS, modificându-se însă valoarea avansului la injecţie, βinj, la turaţie şi sarcină constante; se obţine astfel valoarea optimă a avansului la injecţie, β inj.optim, pentru o anumită turaţie şi o anumită sarcină. În mod analog cazului anterior, cel al motorului cu aprindere prin scânteie, avansul optim la injecţie se defineşte ca fiind valoarea avansului la care puterea efectivă şi economicitatea motorului sunt maxime pentru regimul de funcţionare dat. Se menţionează că economicitatea maximă este reprezentată prin valoarea minimă a consumului specific efectiv de combustibil. Această caracteristică este prezentată în fig. 12.7. Repetând încercările la mai multe turaţii şi diferite sarcini, considerate constante se obţine modul de variaţie a avansului optim la injecţie în funcţie de turaţie, la sarcină constantă, aşa cum se arată în fig. 12.8, observându-se în acelaşi timp, că avansul creşte cu sarcina [2, 3]

Fig. 12.7 Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la injecţie

212

Fig. 12.8 Variaţie a avansului optim la injecţie în funcţie de turaţie, la sarcină constantă

Se menţionează că la unele motoare cu injecţie directă, utilizarea avansului optim la injecţie, β inj optim poate conduce, fie la o valoare a presiunii maxime a gazelor în timpul arderii, pmax, prea mare pentru o construcţie uşoară a motorului, ceea ce afectează fiabilitatea acestuia, fie la un gradient ∆p/ ∆α prea ridicat, ceea ce afectează mersul liniştit al motorului. Din acest motiv, dacă la βinj optim presiunea maximă este mai mare decât presiunea maximă limită, pmax > pmax lim, se va reduce avansul până la o valoare β1 < β inj optim. Dacă şi pentru această valoare a avansului la injecţie, mersul motorului este totuşi brutal, se reduce în continuare avansul la valoarea β 2 < β 1, corespunzător valorii limite a gradientului presiunii, (∆p / ∆α)lim. O astfel de reglare, pentru orice regim de funcţionare, nu trebuie însă să ducă la o sacrificare inacceptabilă a puterii şi a economicităţii motorului. 12.1.4. Caracteristica de detonaţie Această caracteristică se foloseşte în scopul indicării înclinării la detonaţie a motorului, a cifrei octanice şi a avansului la producerea scânteii electrice, în vederea evitării apariţiei fenomenului detonaţiei. Ea reprezintă variaţia avansului la limita de detonaţie, în funcţie de turaţie, β ld = f(n) şi este prezentată în fig. 12. 9. Deoarece detonaţia apare cu precădere la sarcină plină, curbele (β ld n) se determină cu obturatorul complet deschis, deci: ϕ = ϕmax = const., utilizând benzine cu diferite cifre octanice.

Fig. 12.9 Caracteristica de detonaţie

Pe această reţea se suprapune avansul dat de dispozitivul care echipează motorul, determinându-se grafic cea mai mare cifră octanică necesară funcţionării motorului fără detonaţie (fig. 12.10). Ea se numeşte cifră octanică necesară, prescurtat CON [2].

213

Fig. 12.10 Determinarea cifrei octanice necesare (CON)

12.1.5. Caracteristica de dozaj Caracteristica de dozaj se determină numai la motoarele cu aprindere prin scânteie. La aceste motoare, stabilirea valorilor necesare ale dozajului amestecului pentru toate regimurile stabile de funcţionare ale motorului este esenţială. Acest lucru se obţine pe baza caracteristicilor de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil, descrise anterior. Determinând aceste caracteristici pentru mai multe valori, notate generic ϕ1, ϕ2, ϕ3 ale poziţiei obturatorului, la o anumită turaţie, n = const. se obţin rezultatele exprimate prin diagramele din fig. 12.11. Dacă, la turaţia n = const. aleasă, se doreşte, pentru orice poziţie a obturatorului, obţinerea puterilor maxime, atunci excesul de aer, λ, trebuie să varieze după curba (B1 – B2 – B3) din diagrama IV, care corespunde dozajelor bogate, de putere, λp. Această variaţie derivă din punctele B1, B2, B3 care corespund puterilor maxime pe diagrama I. Dacă însă se doreşte funcţionarea la orice poziţie a obturatorului cu economicitatea maximă, atunci excesul de aer trebuie să varieze după curba (A1 – A2 – A3) din diagrama IV, de dozaje sărace, economice, λec, deoarece ea derivă din punctele A1, A2, A3 de consumuri specifice minime în diagrama II.

214

Fig. 12.11 Construcţia caracteristicii de dozaj

Trebuie menţionat, mai ales în cazul motorului de automobil, că la orice sarcină, în afară de cea totală (obturatorul complet deschis) se impune funcţionarea cu dozaje sărace, economice, în vederea obţinerii economicităţii maxime; acest lucru se impune deoarece, în regimul sarcinilor parţiale se urmăreşte obţinerea economiei maxime şi nu a puterii maxime. Îmbogăţirea dozajului la turaţie constantă (n = const.) datorită creşterii sarcinii, trebuie să se facă treptat; astfel, se înlocuieşte curba ideală A1B1 cu EB1. În timp, posibilele obturările parţiale ale orificiilor de combustibil pot conduce la sărăcirea amestecului. Din acest motiv, pentru a se putea folosi dozaje economice se va utiliza un reglaj după curba ED, practicându-se o uşoară îmbogăţire care este favorabilă şi

215

din punct de vedere al regularităţii funcţionării, deoarece la dozaje mai bogate dispersia ciclurilor este mai redusă. Pentru mai multe turaţii diferite, aflate în relaţia nI < n < nII, se obţin variaţiile dozajelor optime indicate în fig. 12.12, iar reprezentarea spaţială a acestora din fig. 12.13 conduce la o suprafaţă în spaţiu formată din valorile dozajelor optime pentru fiecare pereche de valori (putere – turaţie), deci pentru orice regim de funcţionare stabil al motorului [3].

Fig. 12.12 Dozajele optime pentru diferite turaţii

Fig. 12.13 Suprafaţa spaţială formată din valorile dozajelor optime

216

12.2. Caracteristici funcţionale 12.2.1. Caracteristica de sarcină Caracteristica de sarcină se determină prin variaţia încărcării motorului, modificând sarcina, de la mersul în gol, adică sarcina nulă, până la sarcina totală, menţinând însă turaţia constantă. Pentru fiecare sarcină se măsoară consumul orar de combustibil, Ce şi se calculează consumul specific efectiv de combustibil, ce. De asemenea, se recomandă determinarea şi a dozajului sau a coeficientul de exces de aer, λ. În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, caracteristica de sarcină este prezentată în fig. 12.14. Se poate constata că dozajul se menţine în zona valorilor sale economice, în apropierea sarcinii pline. La reducerea sarcinii sub sarcina plină, consumul specific efectiv de combustibil, ce, creşte mult, pe de o parte datorită reducerii randamentului mecanic, ηm şi pe de altă parte ca o consecinţă a micşorării randamentului termic, ηt, produs de înrăutăţirea arderii, datorită obturării admisiei. Odată cu depăşirea sarcinii pline, amestecul se îmbogăţeşte treptat, până la valoarea λp, astfel încât, în momentul deschiderii complete a obturatorului să se obţină puterea maximă posibilă la această turaţie, ceea ce conduce însă la o nouă creştere a consumului specific. Îmbogăţirea în continuare a amestecului, în domeniul suprasarcinilor, atrage o înrăutăţire a randamentului termic, înregistrându-se o creştere a consumului specific precum şi a solicitărilor termice şi mecanice ale motorului. Din acest motiv se recomandă o folosire de scurtă durată a acestui regim. Variaţia consumurilor specifice şi a randamentului mecanic în raport cu sarcina motorului se poate urmări mai clar în fig. 12.15. Aşa cum s-a arătat, la MAC variaţia sarcinii se realizează prin modificarea poziţiei organului de reglaj al debitului de combustibil al pompei de injecţie, poziţie notată generic cu l. Sarcina poate fi apreciată prin aceleaşi mărimi ca şi în cazul MAS-ului, adică fie prin coeficientul de sarcină, χ, sau prin puterea efectivă, Pe, fie prin valoarea presiunii medii efective, pe. Trebuie remarcat că, la acest motor, între caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil şi caracteristica de sarcină nu există o deosebire esenţială. Corespunzător fiecărei sarcini la care se încearcă motorul, la aceeaşi turaţie, se măsoară consumul orar de combustibil şi se calculează consumul specific efectiv de combustibil, obţinându-se caracteristica din fig. 12.16. Creşterea consumului orar, prin mărirea debitului de combustibil injectat, nu se poate realiza nelimitat, deoarece, aşa cum s-a arătat, relativ repede se ating limitele impuse, în primul rând de înrăutăţirea arderii, precum şi de creşterea solicitărilor termice şi mecanice ale motorului, ceea ce, în final, limitează puterea maximă posibilă, pentru turaţia respectivă, la valoarea Pe lim.

217

Fig. 12.14 Caracteristica de sarcină la MAS

Fig. 12.15 Variaţia consumurilor specifice şi a randamentului mecanic în raport cu sarcina motorului 218

Fig. 12.16 Caracteristica de sarcină la MAC

În continuare, după stabilirea regimului limită de putere, Pe lim, se determină puterea intermitentă maximă, Pe int, în vecinătatea aceleia limită. Se evită astfel posibilitatea depăşirii regimului limită al motorului. În vederea stabilirii puterii continue maxime, Pe cont se procedează ca şi la MAS, ţinându-se deci seama că acelaşi regim de sarcină plină trebuie să asigure o supraîncărcare posibilă a motorului de 10 – 20%, definită printr-un coeficient de sarcină (v. Cap.4):

χ=

Pe int ≈ 1,1,...,1, 2 Pecont

(12.2)

iar, pe de altă parte, să fie poziţionat în vecinătatea punctului economic maxim, adică a consumului specific efectiv minim. Înrăutăţirea arderii la depăşirea sarcinii pline se datorează îmbogăţirii amestecului în combustibil, rezultând astfel o creştere a consumului specific efectiv de combustibil, ce. 219

Pe de altă parte, la reducerea sarcinii sub valoarea la care se realizează consumul specific efectiv minim de combustibil, ce min, randamentul termic ηt se îmbunătăţeşte datorită micşorării cantităţii de combustibil injectat în aceeaşi cantitate de aer, existând astfel posibilitatea arderii mai bune a combustibilului, ceea ce poate conduce la o tendinţă de micşorare a consumului specific de combustibil. Pe de altă parte însă, datorită faptului că la reducerea sarcinii randamentul mecanic al motorului, ηm, scade, din păcate destul de puternic, în final, consumul specific efectiv de combustibil, ce creşte, dar mult mai lent. Acest lucru este consecinţa acţiunii contrare a creşterii randamentului termic, ηt, rezultând astfel o alură de variaţie a consumului specific de combustibil mult mai plată decât la MAS, aspect avantajos totuşi pentru motorul de automobil şi în general pentru motorul de tracţiune. La sarcini parţiale foarte reduse însă, în vecinătatea regimului de mers în gol, valorile foarte scăzute ale randamentului mecanic, ηm, precum şi înrăutăţirea arderii ca urmare a alterării caracteristicilor de injecţie, manifestată prin micşorarea randamentului termic, ηt, au drept consecinţă creşterea puternică a consumului specific efectiv de combustibil, ce. 12.2.2. Caracteristica de turaţie 12.2.2.1. Caracteristica de turaţie la sarcină totală şi la sarcină plină Acest tip de caracteristici se obţine prin variaţia turaţiei motorului, cu păstrarea constantă a sarcinii respective şi se prezintă, pentru MAS în fig. 12. 17.

Fig. 12.17 Caracteristica de turaţie a MAS - ului

220

Cele două regimuri, de sarcină totală, respectiv de sarcină plină, la fiecare turaţie se cunosc din caracteristica de sarcină. Regimul de sarcină totală, adică regimul intermitent maxim, reprezentat în figură cu linie plină, corespunde deschiderii totale a obturatorului. Similar, la o deschidere corespunzătoare a obturatorului se obţine regimul de sarcină plină, adică regimul continuu maxim, reprezentat în figură prin curbele cu linii întrerupte. Puterea efectivă maximă posibilă a motorului, Pe max , precum şi momentul motor efectiv maxim, Me max , se vor obţine la regimul intermitent maxim, adică la sarcina totală, obţinută prin deschiderea completă a obturatorului, la turaţia np, respectiv la turaţia nM. Economicitatea maximă a motorului, reflectată prin consumul specific efectiv de combustibil minim, ce min, se obţine în regim continuu maxim al motorului, adică la regimul de sarcină plină (dacă acest regim a fost fixat la economicitate maximă, pe caracteristica de sarcină) la turaţia nec, (acest lucru se cunoaşte din caracteristica de sarcină, unde s-a înregistrat consumul specific minim, la o sarcină mai redusă decât cea totală, înaintea momentului începerii îmbogăţirii amestecului). De obicei, la precizarea unui singur regim nominal al motorului, se alege ca turaţie nominală, nn, o valoare cuprinsă între nec şi nP. Corespunzător, se aleg pe caracteristicile continue maxime, valorile nominale ale puterii efective, Pe n, ale momentului motor efectiv, Me n, ale consumului specific efectiv, ce n etc. Acestea sunt valorile ce definesc regimul maxim garantat la funcţionarea de durată a motorului. Ele trebuie comunicate de către constructor şi la ele se raportează indicii tehnico-economici ai motorului. Turaţia maximă a motorului, nmax, considerată şi turaţia admisibilă, se limitează, astfel încât solicitările determinate de forţele de inerţie să nu depăşească valorile admisibile pentru organele în mişcare ale motorului, ea fiind superioară turaţiei corespunzătoare puterii maxime, nP. Pe de altă parte, trebuie observat că turaţia minimă stabilă de funcţionare la aceste sarcini este uneori cu puţin mai redusă decât aceea de moment maxim. Avându-se în vedere dependenţa Pe = Me n/ const.

(12.3)

faptul că puterea efectivă atinge un maxim şi apoi scade odată cu creşterea turaţiei este urmarea scăderii accentuate a momentului motor, consecinţă a înrăutăţirii umplerii şi a desfăşurării arderii, cât şi a creşterii pierderilor proprii, mai ales a celor prin frecări. Aşa cum s-a arătat în Cap. 4, în cazul motoarelor de autovehicule sarcina totală se asimilează cu sarcina plină (χt=χp=1), astfel încât încercarea se va face la sarcină totală. Similar MAS-ului, şi la MAC, regimurile intermitente şi regimurile continue maxime s-au precizat la fiecare turaţie, odată cu stabilirea 221

caracteristicilor de sarcină. În acelaşi timp, s-a stabilit că puterea intermitentă maximă are un caracter limitat, fie pentru a nu se ajunge la o desfăşurare inacceptabilă a arderii, fie pentru a nu se supraîncărca termic sau mecanic anumite organe ale motorului. La turaţii relativ reduse, limita este impusă de înrăutăţirea arderii, manifestată în exterior prin fum vizibil în gazele de evacuare, în timp ce la turaţii mai mari, limita impusă de o bună ţinută de serviciu a supapelor care se supraîncălzesc puternic, mai ales cele de evacuare. La turaţii şi mai mari apare o limitare oarecum prematură, introdusă de supraîncărcarea termică a pistonului. Fig. 12.18 arată forma caracteristicii de turaţie a motorului Diesel, punând în evidenţă variaţia puterilor efective limitate de factorii expuşi mai sus. În acest caz, turaţia maximă a motorului este, la rândul ei, destul de repede limitată tocmai datorită limitării puterii. Din acest motiv, puterea efectivă nu poate ajunge până la valoarea sa de vârf, ca în cazul motorului cu aprindere prin scânteie şi în consecinţă puterea motorului cu aprindere prin comprimare se va obţine la turaţia maximă limitată, în regimul intermitent, deci la sarcină totală. După stabilirea turaţiei nominale, nn, puterea nominală la această turaţie, Pe n, defineşte regimul nominal al motorului. Consumul specific efectiv de combustibil în regimul continuu va fi inferior celui din regimul intermitent, în consecinţă consumul specific minim se va localiza la turaţia nec, la sarcină plină. Blocându-se organul de reglaj al debitului pompei de injecţie, de exemplu, la turaţia nominală şi regimul intermitent, încărcarea în continuare a motorului conduce la o evoluţie a puterii trasată în figură prin linie – punct, deoarece debitul pompei fiind constant amestecul nu mai poate fi îmbogăţit odată cu scăderea turaţiei [3, 45, 46].

Fig. 12.18 Caracteristica de turaţie a MAC - ului

222

12.2.2.2. Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale conţine curbe similare celor prezentate la punctul precedent, dar poziţiile organelor de reglare a puterii (obturator, organ de reglare a debitului pompei de injecţie) sunt diferite şi corespunzătoare unor fracţiuni din sarcina plină, considerând-o pe aceasta ca 100%. Sarcinile parţiale pot fi fixate, conform recomandărilor din STAS 6635 87, la valorile de 85%, 70%, 55%, 40% şi 25%; se menţionează că aceste valori pot fi completate, în special în domeniul sarcinilor mici, în funcţie de scopul propus sau de caracterul determinărilor. Aceste fracţiuni se raportează de fapt la valoarea puterii la sarcina plină de la turaţia nominală a motorului, aşa cum se arată în fig. 12.19.

Fig. 12.19 Definirea sarcinilor parţiale în raport cu valoarea puterii la sarcină plină

Acest tip de caracteristici, pentru un MAS sunt prezentate în fig. 12.20, în timp ce fig. 12.21 conţine reprezentarea corespunzătoare unui MAC Interes, prezintă studiul variaţiei consumurilor specifice atât la MAS cât şi la MAC Se menţionează că pe aceste figuri s-au introdus şi caracteristicile de sarcină totală şi sarcină plină. În cadrul analizei caracteristicilor de sarcină s-a arătat faptul că motorul Diesel, adică motorul cu aprindere prin comprimare, în domeniul sarcinilor parţiale este mai economic decât motorul cu aprindere prin scânteie. Acest aspect este mai clar pus în evidenţă cu ajutorul fig. 12.22, în care se compară, pentru cele două categorii de motoare, cele mai utilizate regimuri medii de funcţionare, reprezentate prin ariile haşurate. Se observă astfel, în mod facil, diferenţa de consumuri specifice existentă între zonele haşurate, care este net în favoarea motorului Diesel [3, 46].

223

Fig. 12.20 Caracteristici de turaţie la sarcini parţiale la MAS

Fig. 12.21 Caracteristici de turaţie la sarcini parţiale la MAC

Fig. 12.22 Comparaţie între MAS şi MAC

224

12.2.2.3. Caracteristica de turaţie la sarcină nulă Caracteristica de turaţie la sarcină nulă, numită şi caracteristică de mers în gol, reprezintă variaţia consumului orar de combustibil, Ce, în funcţie de turaţie, fără încărcare exterioară a motorului. Ea este prezentată în fig. 12.23.

Fig. 12.23 Caracteristică de mers în gol

Valoarea turaţiei minime de mers în gol, nmin g, este importantă, deoarece ea serveşte la reglarea instalaţiei de alimentare cu combustibil a motorului. Turaţia minimă de mers în gol trebuie să fie stabilă şi redusă, astfel încât să conducă la un consum orar de mers în gol, Ce g, cât mai redus. Pe de altă parte este necesară şi cunoaşterea valorii turaţiei maxime de mers în gol, nmax g, astfel încât să nu se depăşească limitele admisibile de supraîncărcare, determinate de forţele de inerţie generate în interiorul organelor în mişcare ale motorului [3, 46]. 12.3. Caracteristica de pierderi După cum s-a arătat anterior (v. Cap.3), o parte din energia dezvoltată de motor se consumă pentru învingerea rezistenţelor proprii, generate de frecarea din mecanismul motor, de antrenarea instalaţiilor auxiliare şi de schimbul de gaze (pompaj). Acest consum energetic pentru învingerea rezistenţelor proprii se evaluează prin puterea echivalentă rezistenţelor proprii, Prp, respectiv presiunea echivalentă pierderilor proprii, prp şi prin randamentul mecanic, ηm. Pierderile datorită rezistenţelor proprii se pun în evidenţă prin intermediul caracteristicii de pierderi, care reprezintă variaţia puterii aferentă pierderilor din motor, Prp sau a presiunii medii corespunzătoare prp, în funcţie de turaţie. În plus, reprezentarea poate conţine şi variaţia randamentului mecanic cu turaţia, ηm = f(n), aşa cum se arată în fig. 12.24. Determinarea pierderilor aferente rezistenţelor proprii ale motorului, numite pe scurt şi pierderi mecanice este importantă în vederea aprecierii

225

calităţii execuţiei şi materialelor utilizate în construcţia acestuia şi ea se face în mod experimental. Pentru determinarea pe cale experimentală a pierderilor mecanice din motor se folosesc două metode şi anume: - metoda antrenării motorului - metoda suspendării.

Fig. 12.24 Caracteristica de pierderi

Metoda antrenării presupune antrenarea motorului, de exemplu cu o frână electrică reversibilă, care în această situaţie va funcţiona ca motor şi apoi, măsurarea momentului rezistent opus de motorul cu ardere internă, în anumite condiţii, în funcţie de tipul acestuia. Astfel, la MAS obturatorul va fi complet deschis, întrerupându-se aprinderea, iar la MAC se va opri debitarea combustibilului. Încercarea se va efectua de la turaţia minimă de funcţionare, până la turaţia nominală, citirea făcându-se după 10,...,15 sec. de la întreruperea aprinderii, respectiv a alimentării cu combustibil. Înaintea efectuării probei, la fiecare turaţie, motorul trebuie să funcţioneze la sarcină totală, cu toţi cilindrii timp de minim 10 minute. Deşi, aşa cum se constată, metoda presupune ca regimul termic al motorului să fie cât mai apropiat de regimul normal de funcţionare, rezultatele nu sunt totuşi foarte exacte, deoarece în cursa de destindere nu se atinge nivelul 226

presiunii maxime din timpul funcţionării, lucrul mecanic pentru învingerea frecărilor fiind mai mic. Cea de a doua metodă, utilizând procedeul experimental descris mai jos, cunoscută sub numele de metoda suspendării, înlătură acest neajuns. Principiul metodei are la bază faptul că, la o turaţie dată, se poate determina puterea consumată în motor datorită rezistenţelor proprii, alternând funcţionarea în sarcină totală cu decuplarea succesivă a fiecărui cilindru. Exprimând puterea efectivă a fiecăruia din cei j cilindri ai motorului sub forma diferenţelor cunoscute:

Pe1 = Pi1 – Prp1 Pe2 = Pi2 – Prp2 ......................... (12.4)

Peq = Piq – Prpq ..........................

Pej = Pij – Prpj şi apoi sumând termenii membru cu membru se obţin, la nivelul motorului, egalităţile,

Pe = Pe1 + Pe2 + ,..., + Peq +,..., + Pej = (12.5)

= Pi1 + Pi2 +,..., + Piq ,...,+ Pij – Prp1 – Prp2 ,..., – Prpq ,..., – Prpj La scoaterea din funcţiune a cilindrului q puterea indicată a acestuia devine nulă, Piq = 0, astfel încât:

Peq = – Prpq ,

(12.6)

ceea ce sugerează că acest cilindru nu mai are de fapt aport energetic pe ansamblul motorului, el consumând puterea aferentă pierderilor sale. În aceste condiţii puterea efectivă a motorului, cu acest cilindru q decuplat, devine:

(Pe)-q = Pi1 – Prp1 + Pi2 – Prp2 + ,..., + (– Prpq) + Pij – Prpj (12.7) Efectuând în continuare diferenţa dintre puterea efectivă a motorului la funcţionarea cu toţi cilindri, Pe, şi puterea efectivă a motorului la funcţionarea cu cilindrul q decuplat, notată (Pe)-q, se observă că se reduc toţi termenii, mai puţin Piq, astfel încât: 227

Pe - (Pe)-q = Piq

(12.8)

În acest mod, diferenţa între puterea efectivă Pe, la funcţionarea normală şi puterea efectivă (Pe)-q, obţinută la suspendarea funcţionării cilindrului q, constituie puterea indicată convenţională a acestui cilindru:

Piq = Pe – (Pe)-q

(12.9)

În continuare rezultă astfel puterea indicată a motorului, ca sumă a puterilor Piq obţinute, la nivelul fiecărui cilindru, prin metodologia de mai sus: j

Pi = ∑ Piq

(12.10)

q =1

şi mai departe, puterea aferentă pierderilor proprii, Prp, notată uneori şi cu Pm, de la termenul de pierderi mecanice, amintit mai sus: j

Prp = Pi − Pe = ∑ Piq − Pe q =1

(12.11)

Presiunea medie a rezistenţelor proprii, prp, se va putea calcula rapid pe baza puterii determinate mai sus, Prp, cunoscând cilindreea totală a motorului. Randamentul mecanic al motorului, ηm, se va determina din relaţia de definiţie, cunoscând valoarea pierderilor proprii, astfel încât:

ηm =

P Pe Pe = = 1 − rp , Pi Pe + P rp Pi

(12.12)

sau în mod similar, la nivelul presiunilor medii:

ηm =

pe pe p = = 1− e pi pe + prp pi

(12.13)

Pe ansamblul pierderilor datorate rezistenţelor proprii, ponderea cea mai mare o au pierderile prin frecare, ceea ce justifică atât utilizarea denumirii de pierderi mecanice, cât şi faptul că randamentul mecanic exprimă destul de fidel calitatea execuţiei şi a materialelor utilizate.

228

În acelaşi timp, folosind rezultatele obţinute se poate calcula şi coeficientul de uniformitate a funcţionării motorului, exprimat prin coeficientul ∆, rezultat prin împărţirea puterii indicate minime pe cilindru la puterea indicată maximă pe cilindru, adică:

∆=

Pi min Pi max

(12.14)

La motoarele cu aprindere prin scânteie, în vederea determinărilor, motorul se reglează la sarcină totală, la turaţia corespunzătoare momentului motor maxim, pe când la motoarele cu aprindere prin comprimare, reglajul se va face tot la sarcină totală, dar la turaţia corespunzătoare puterii nominale. Trebuie menţionat însă, că datele experimentale indică faptul că pierderile mecanice determinate prin cele două metode sunt inferioare celor reale, impunându-se ca la utilizarea valorilor obţinute să se ţină seama de acest lucru. După cum se observă din fig. 12.24, o primă influenţă importantă asupra randamentului mecanic o are turaţia motorului. S–a stabilit experimental că pierderile datorate rezistenţelor proprii, indiferent de tipul motorului, cresc exponenţial cu turaţia, astfel încât randamentul mecanic scade. Pe de altă parte, sarcina motorului exercită la rândul ei o influenţă, de asemenea, importantă asupra randamentului mecanic. Astfel, la reducerea sarcinii, deşi nivelul presiunilor din cilindru se reduce, presiunea de pompaj creşte, astfel încât, pe ansamblu, presiunea medie a pierderilor mecanice, pm se măreşte, antrenând o diminuare a randamentului mecanic, ηm, aşa cum rezultă şi din fig. 12.25 a. Sintetic, influenţa simultană a turaţiei şi a sarcinii asupra randamentului mecanic se indică în fig. 12.25 b [3, 46].

Fig. 12.25 a, b Influenţa sarcinii şi turaţiei asupra randamentului mecanic al motorului

229

12.4. Caracteristici de propulsie Cu ajutorul caracteristicilor de propulsie se poate urmări variaţia puterii, a momentului motor, a consumului orar şi a consumului specific de combustibil, în condiţii reprezentative în raport cu tipul de exploatare la care este supus motorul, manifestate prin regimuri medii cu cea mai lungă durată de funcţionare. Pentru un anumit tip de utilizare, de exemplu tracţiunea terestră (de tip rutier sau de tip feroviar), puterea PP cerută motorului la diferite turaţii, n, corespunzătoare vitezelor de înaintare, w, ale vehiculului, pentru condiţii medii de înaintare, are următoarea variaţie, prezentată în fig. 12.26. Motorul trebuie să furnizeze, în regimul respectiv, tocmai aceste puteri PP, care constituie caracteristica de propulsie a vehiculului. La diferite turaţii, puterea de propulsie va fi furnizată de motor prin funcţionarea sa pe diverse caracteristici de sarcină parţială. La turaţia maximă, nmax, la care se obţine viteza maximă a vehiculului, wmax, motorul va funcţiona, evident, la sarcină totală pe caracteristica intermitentă. Pe baza acestui raţionament şi a reprezentării din figură, rezultă modul de determinare a consumului orar de propulsie, CP şi a celui specific de propulsie, ceP .

Fig. 12.26 Caracteristică de propulsie

230

12.5. Caracteristici complexe Caracteristicile complexe constituie reprezentări grafice ale interdependenţei mai multor parametri tipici motorului. Ele se obţin suprapunând peste câmpul diagramelor reţele de curbe izoparametrice ale unor mărimi diferite, ca de exemplu cele ale consumului specific de combustibil. Curbele izoparametrice sunt familii de curbe, în care fiecare curbă este formată din valori identice ale mărimilor reprezentate. Exemplificări ale unor caracteristici complexe sunt ilustrate în fig. 12.27 şi fig. 12.28.

Fig. 12.27 Caracteristică complexă ce conţine curba Me

Fig. 12.28 Caracteristică complexă ce conţine curba Pe

Pe caracteristica din fig. 12.27, în centrul reţelei de curbe izoparametrice de consum specific efectiv constant apare cea mai mică valoare a acestuia, adică consumul specific minim minimorum, ce min min, valoare numită şi pol economic al motorului. Polul economic constituie un punct reprezentativ, deoarece el este de fapt o mărime fundamentală în cadrul celor care cuantifică performanţa motorului, evidenţiind perfecţiunea proceselor din interiorul acestuia. Polul economic se obţine la un singur regim, pe caracteristica continuă a motorului, la o sarcină de aproximativ 80 ,..., 85% din sarcina totală, pentru un reglaj economic, caracterizat prin dozajul λec < λP. Caracteristica complexă din fig. 12.28, care conţine curba de variaţie a puterii efective intermitente a motorului, peste care s-a suprapus reţeaua de curbe izoparametrice de consum specific efectiv constant, prezintă o importanţă deosebită, deoarece cu ajutorul ei se poate determina consumul specific de propulsie cP, aşa cum reiese din fig. 12.29 a, b. Analizând figurile 12.29 a, b se observă că, în vederea realizării unor consumuri specifice minime de propulsie, în condiţiile unui serviciu mediu de tracţiune, este necesară o anumită structură a reţelei de curbe de izoconsum specific de combustibil. Astfel, pe de o parte, polul economic trebuie să fie plasat cât mai aproape de curba puterii de propulsie PP, iar pe de altă parte,

231

reţeaua acestor curbe izoparametrice de consum specific trebuie să fie axate, pe cât posibil, de-a lungul curbei puterii de propulsie, aşa cum este sugerat în fig. 12.29 a. În fig. 12.29 b se exemplifică o situaţie defavorabilă, deoarece poziţia polului economic, precum şi orientarea reţelei curbelor izoparametrice nu satisfac criteriile expuse mai sus, ceea ce conduce la valori ridicate ale consumului specific de propulsie. Rezultă astfel, că într-o situaţie de acest tip, în condiţiile de exploatare medie nu se poate beneficia de consumurile specifice reduse pe care motorul le realizează, dar la cu totul alte regimuri funcţionale decât cele propuse.

Fig. 12.29 a, b Diferite structuri ale reţelei de curbe de izoconsum specific de combustibil

Se constată astfel, cât de importantă este arhitectura reţelei izoparametrice în raport cu consumul specific de propulsie. În principiu, reţeaua curbelor de consum specific efectiv de combustibil depinde în mare măsură de fazele de distribuţie, dar în cazul motorului cu aprindere prin scânteie şi de dozajele furnizate la diferite regimuri, precum şi de caracteristica de avans la aprindere, în timp ce la motorul cu aprindere prin comprimare ea este influenţată de avansurile la injecţie. În plus, la motoarele cu aprindere prin comprimare, folosind supraalimentarea şi răcirea intermediară a aerului aspirat se pot modifica substanţial arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant precum şi poziţia polului economic, aşa cum se exemplifică, utilizând în mod comparativ, fig. 12.30 (motor nesupraalimentat) şi fig.12.31 (motor supraalimentat cu răcire intermediară a aerului). 232

Fig. 12.30 Arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant la un motor nesupraalimentat

Fig. 12.31 Arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant la un motor supraalimentat cu răcire intermediară a aerului

233

Se menţionează faptul că pentru motorul cu aprindere prin comprimare se impune, de asemenea, corelarea caracteristicii complexe, conţinând reţeaua curbelor de consum specific efectiv constant, cu caracteristica complexă formată din reţeaua curbelor de grad de fum constant şi reţeaua curbelor de temperatură constantă a gazelor arse (fig. 12.32). Gradul de fum, notat de regulă cu G F, se determină prin metoda filtrării, cu un aparat numit fummetru Bosch, după o scară etalon care cuprinde 10 diviziuni. Cele 10 diviziuni ale acestei scări, numită scară Bosch, poartă numele, la rândul lor, de unităţi Bosch. Astfel, cifra 10 va corespunde gradului maxim de fum pe această scară, în timp ce 0 unităţi Bosch indică un grad minim de fum.

Fig. 12.32 Corelarea caracteristicii complexe cu reţeaua curbelor de grad de fum constant şi reţeaua curbelor de temperatură constantă a gazelor arse

Tocmai din acest motiv se accentuează faptul că analiza unei astfel de diagrame complexe este deosebit de utilă în vederea estimării economicităţii unui ansamblu motor-transmisie-echipament de rulare-vehicul, cu alte cuvinte a unui ansamblu sistem de propulsie-vehicul. Modul de construcţie al unei caracteristici complexe este redat în fig. 12. 33 a, b, c. Astfel, după determinarea experimentală a caracteristicilor de turaţie la sarcină totală ( notate cu i ) şi la sarcini parţiale ( notate cu j şi k ), pe fig. 12. 33 b se trasează dreptele ce1 = const., ce2 = const., ..., cen = const. Pentru fiecare dintre aceste drepte trasate se va obţine un anumit număr de puncte de intersecţie cu curbele de consum specific efectiv. Aceste puncte de intersecţie se vor deplasa apoi în fig. 12. 33 a şi fig. 12. 33 c, corespunzător 234

sarcinilor respective ( i,..., j,...,k ). Unind între ele punctele generate de o anumită dreaptă se va obţine curba de izoconsum specific efectiv constant de valoare corespunzătoare. Pe această figură, construcţia de acest tip se exemplifică prin dreapta ce4 = const., pentru care se obţin punctele de intersecţie 1, 2, 3, 4, 5, 6 şi care, la rândul lor, în diagrama Pe – n, sau Me – n, generează curba de izoconsum specific efectiv constant ce4. În continuare se repetă acest algoritm până la trasarea întregii reţele de curbe izoparametrice şi localizarea polului economic [2, 3].

Fig. 12.33 Modul de construcţie al unei caracteristici complexe

235

O variantă mai simplificată a construcţiei, utilizând doar două diagrame, şi anume ce – n şi Me – n, dar mai multe sarcini se prezintă în fig. 12. 34.

Fig. 12.34 Variantă simplificată de obţinere a curbelor izoparametrice

În fig. 12. 35 a, b sunt exemplificate caracteristici complexe ale unor motoare de automobile.

a.

b.

Fig. 12.35 a, b Caracteristici complexe ale unor motoare diferite

12.6. Corectarea caracteristicilor Atât procesul de admisie cât şi cel de ardere, datorită modificării parametrilor iniţial sunt afectate de schimbarea condiţiilor de stare ale mediului 236

ambiant. În consecinţă, o serie întreagă de factori care influenţează performanţele motorului şi consumul specific, printre care coeficientul de umplere, dozajul, randamentul indicat, randamentul mecanic, ş.a. vor înregistra modificări de la valorile lor optime. Apare astfel problema stabilirii şi mai ales a comparării performanţelor de putere şi de economicitate ale unor motoare, în diferite condiţii de încercare şi de exploatare. Astfel, încercarea diverselor motoare, aflate în diferite locaţii nu se poate face practic în condiţii standard, deoarece laboratoarele nu sunt plasate la aceeaşi altitudine sau latitudine, iar pe de altă parte starea mediului este variabilă. Acest lucru impune raportarea indicilor de performanţă al motoarelor la un nivel de referinţă unic, obţinut prin corectarea lor. În vederea atingerii acestui scop se stabilesc formule de corectare care reduc, sau cu alte cuvinte raportează indicii de performanţă ai motorului la condiţiile standard, definite în ţara noastră prin SR ISO 1585:1998. Notând cu indicele s performanţele motorului în condiţii standard, adică Pes, Mes, pes etc., acestea se vor obţine prin modularea performanţelor obţinute în condiţii atmosferice oarecare, cu un coeficient K, numit factor de corecţie, adică: Pes = K Pe ;

Mes = K Me ;

pes = K pe .

(12.15)

Factorul de corecţie K diferă după tipul motorului; astfel la motoarele cu aprindere prin scânteie factorul de corecţie, KS diferă de factorul de corecţie al motoarelor cu aprindere prin comprimare, KC. În general, valoarea factorului de corecţie, precum şi condiţiile de aplicare se prescriu de către fiecare constructor de motoare în cadrul caietului de sarcini elaborat. Dacă nu se dispune de o astfel de documentaţie completă se vor utiliza prevederile din SR ISO 1585:1998 şi STAS 6635-87 privind stabilirea factorului de corecţie, care corespund cu actualele norme ISO, adică:

p K S = 0s p0

273 + t0 750  273 + t0  = 273 + t0 s p0  298 

0,5

şi

(12.16)

p  K S =  0s   p0 

0,65

273 + t0  750  =  273 + t0 s  p0 

0,65

0,5

 273 + t0   298  .  

Trebuie menţionat că, în conformitate cu STAS 6635-87 la încercarea motoarelor cu aprindere prin scânteie, consumul specific efectiv de combustibil, ce, nu se corectează, el calculându-se deci pe baza valorii necorectate a puterii efective, în timp ce la motoarele cu aprindere prin comprimare el se calculează cu puterea efectivă corectată. 237

Contribuţii importante în acest sens au fost dezvoltate şi în ţara noastră. Astfel, Prof. C. Aramă [2] a obţinut pentru coeficientul de corecţie o relaţie cu un caracter mai general, utilizată cu succes în activitatea de încercare a motoarelor. Conform acestei relaţii, coeficientul de corecţie K are următoarea expresie generală:

p K = 0s p0

1− m

 T0     T0 s 

(12.17)

în care m s-a determinat pe cale experimentală. În funcţie de tipul motorului m are următoarele valori: MAS.........................................................................m = 0,50; MAC........................................................................m = 0,35. În continuare, dacă se ţine seama de faptul că, în conformitate cu SR ISO 1585 : 1998, valorile standard sunt p0s = 100 [kPa] sau 750 [mmHg] şi T0s = 298 [K] (25 [°C]), se vor obţine cele două expresii ale factorului de corecţie şi anume:

100  T0  KS =   p0  298 

0,5

şi

100  T0  KC =   p0  298 

0,65

.

(12.18)

Standardele specifice diferitelor ţări recomandă, la rândul lor, propriile relaţii de stabilire a coeficientului de corecţie. O parte dintre aceste relaţii, precum şi condiţiile în care se determină ele sunt redate în tabelul 12.1. Tabelul 12.1 – Diferite relaţii de stabilire a coeficientului de corecţie

238

Valorile obţinute, în final trebuie să se situeze între anumite limite, destul de restrânse. De exemplu, la motoarele cu aprindere prin comprimare, KC trebuie să fie cuprins între 0,96 şi 1,04.

Fig. 12.36 Variaţia coeficienţilor de corecţie în funcţie de presiunea şi temperatura atmosferică

În general, domeniul de valabilitate al acestor relaţii de corecţie utilizate în Europa şi în America este ilustrat în fig. 12.36, care cuprinde variaţia coeficienţilor de corecţie pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi pentru motoarele cu aprindere prin comprimare, în funcţie de variaţia presiunii şi temperaturii atmosferice.

Fig. 12.37 Influenţa altitudinii asupra puterii efective a motorului şi a consumului specific

239

În plus, figura conţine şi o corelare realizată între altitudine ( H, în m ) şi parametrii atmosferici. Influenţa altitudinii asupra puterii efective a motorului şi a consumului specific efectiv de combustibil sunt arătate în fig. 12.37, sub forma variaţiei rapoartelor relative, dintre valorile acestor performanţe la înălţimea H şi cele obţinute în condiţii standard. Specific ţărilor care utilizează standardul britanic este determinarea directă a coeficientului de corecţie, cu ajutorul unei nomograme ce ţine seama de cilindreea unitară a motorului precum şi de debitul de combustibil aferent fiecărui ciclu al motorului. În cadrul acestei nomograme, redată în fig. 12.38, valoarea coeficientului de corecţie se stabileşte la intersecţia cu scara de citire a acestuia, a dreptei care uneşte polul de citire cu punctul de intersecţie a ordonatei corespunzătoare raportului dintre debitul de combustibil şi cilindreea unitară, cu linia ce uneşte valorile presiunii şi temperaturii aerului, conform exemplului.

Fig. 12.38 Nomogramă pentru stabilirea valorii coeficientului de corecţie

240

12.7. Calităţile de tracţiune ale motoarelor de automobil Calităţile dinamice şi de tracţiune ale vehiculelor echipate cu motoare cu ardere internă cu piston sunt determinate de caracteristica externă a acestora. Analizând aceste caracteristici se constată însă că variaţia momentului efectiv al motorului, Me, este relativ redusă faţă de variaţia în limite largi a turaţiei, n. Din acest motiv, în vederea comparării adaptabilităţii la tracţiune a diverselor motoare este util să se introducă noţiunea de coeficient de elasticitate. Coeficientul de elasticitate, notat cu c, este definit ca raportul dintre turaţia de moment maxim, nM şi turaţia corespunzătoare puterii maxime, nP, adică:

c=

nM 1 M eP

(12.20)

În general, K=1,2 ,..., 1,4. După categoria motorului, coeficientul K poate avea, orientativ, valori în următoarele intervale: MAS...................................................................1,20 – 1,35 MAC...................................................................1,05 – 1,20. Din acest punct de vedere sunt avantajoase motoarele al căror coeficient de adaptabilitate este crescut, permiţând variaţii de moment relativ mari la modificarea turaţiei în limite restrânse, aşa cum se sugerează în fig. 12. 39 b.

242

Alături de coeficientul de adaptabilitate, capacitatea motorului de a depăşi suprasarcinile este reflectată şi de coeficientul de rezervă a momentului motor, ℜ, definit prin raportul:

ℜ=

M e max − M eP ⋅ 100 [%] , M eP

(12.21)

care, în medie, are valori cuprinse între 20 ,..., 40%. După cum se constată, MAS-urile, caracterizate printr-un coeficient de elasticitate mai mare, au zona de stabilitate mai extinsă, în acelaşi timp fiind mai suple, motiv pentru care sunt recomandate pentru echiparea autoturismelor şi mai puţin a autoutilitarelor şi autocamioanelor. Pe de altă parte însă, aşa cum se observă din fig. 12. 39b, în sarcini parţiale, MAC-urile funcţionează mai avantajos decât MAS-urile datorită, pe de o parte diferenţei dintre valorile consumurilor specifice, iar pe de altă parte datorită variaţiilor mai reduse ale acestor consumuri în raport cu turaţia. Situaţia ideală presupune însă dezvoltarea unei puteri constante la toate regimurile, adică îndeplinirea unei condiţii de forma:

Pe = M e ⋅ n = const.

Fig. 12.40 Caracteristica ideală a motoarelor de tracţiune

(12.22)

Această dependenţă defineşte de fapt ecuaţia unei hiperbole echilatere şi reprezintă caracteristica ideală a motorului de tracţiune. Funcţionarea unui motor după această caracteristică ideală este stabilă, deoarece la micşorarea turaţiei, cuplul motor creşte în limite largi, aşa cum se indică în fig. 12.40. Se poate remarca că în această situaţie necesitatea cutiei de viteze practic, dispare [1, 2, 17, 29].

12.8. Caracteristica relativă de turaţie La proiectarea unui motor de autovehicul, fiind cunoscută puterea maximă, Pe max, se poate determina totuşi, pe cale teoretică, în mod aproximativ, caracteristica de turaţie la sarcina totală, folosind caracteristica relativă de turaţie. Această caracteristică relativă reprezintă de fapt variaţia raportului Pe /Pe max în funcţie de raportul dintre turaţiile la care se produc aceste puteri, adică n/nP.

243

Determinarea analitică a unei asemenea caracteristici este relativ simplă la MAS, deoarece experienţa arată că factorii de care depinde alura caracteristicii (ηv, ηi, λ şi ηm) variază cu turaţia aproximativ după aceeaşi lege. Astfel, MASurile acceptă o caracteristică unică de turaţie (fig. 12.41), în sensul unor abateri minime. Determinarea însă, a unei caracteristici relative de turaţie la MAC, constituie o problemă mai dificilă, deoarece ele nu acceptă o caracteristică unică. Un astfel de aspect apare datorită deosebirilor de dozaj, deosebirilor de arhitectură a diferitele tipuri de cameră de ardere, precum şi comportamentului diferit al echipamentelor de injecţie utilizate pe aceste motoare. Acceptând o eroare mai mare, se pot construi însă şi pentru aceste motoare caracteristici relative de turaţie. O relaţie generală, care să ţină seama de ambele categorii de motoare şi de particularităţile lor este recomandată de [1, 2, 17, 29] şi are forma sugerată mai jos:

 n Pe n = a ⋅ + b ⋅  Pe max nP  nP

2

  n  − c ⋅    nP

  , 

(12.23)

unde a, b şi c sunt coeficienţi specifici care iau valorile din tabelul prezentat în fig. 12.41. Valorile coeficienţilor a, b, c Tipul motorului a b c

100

MAS

Pe[%]

80

40 20 0 20

40

60

80

1

1

– cameră unitară de 0,5 1,5 1 ardere – cameră separată de 0,7 1,3 1 MAC preardere – cameră separată de 0,6 1,4 1,2 vârtej

60

0

1

100 n[%]

Fig. 12.41 Caracteristica relativă de turaţie a MAS-ului şi valorile coeficienţilor tipici Variaţia momentului motor poate fi exprimată, în aceste condiţii, prin intermediul variaţiei puterii, adică:

M e max = 9550

Pe max n

244

[N⋅m].

(12.24)

În vederea determinării variaţiei consumului specific efectiv de combustibil se recomandă [2] următoarea relaţie ce reprezintă ecuaţia relativă de consum:

 n ce = 1,2 −  ceP  nP

  n  + 0,8   nP

  

2

(12.25)

Consumul orar de combustibil poate fi reprezentat utilizând dependenţa cunoscută, adică

Ch = 10−3 ce ⋅ Pe [kg/h],

(12.26)

în acest mod completându-se curbele necesare stabilirii caracteristicii de turaţie la sarcină totală a motorului proiectat. 12.9. Organizarea standului pentru încercarea motoarelor. Echiparea motoarelor în vederea încercărilor 12.9.1. Organizarea standului pentru încercarea motoarelor Încercarea motoarelor cu ardere internă se face cu ajutorul unor standuri specializate. Aceste standuri constituie instalaţii complexe care trebuie să asigure, în primul rând, atât poziţionarea şi fixarea motorului pe o fundaţie corespunzătoare, cât şi frânarea acestuia în vederea determinării momentului motor şi apoi, pe baza acestuia a celorlalţi parametri funcţionali şi economici, iar în al doilea rând, alimentarea cu combustibil şi cu aer, măsurarea cantităţii de combustibil consumat şi a debitului de aer aspirat, răcirea motorului, evacuarea şi uneori analiza gazelor arse, precum şi comanda şi înregistrarea tuturor parametrilor funcţionali. Figura 12.42 prezintă schema unui stand de încercare, cu principalele sale elemente capabile să asigure funcţiile enumerate mai sus. Motorul 1 şi frâna 2 sunt fixate pe fundaţia 3, suspendată elastic prin arcurile 4, astfel încât vibraţiile ansamblului motor – frână să nu fie transmise fundaţiei clădirii laboratorului de încercare. Legătura motor – frână se face, de regulă, printr–un cuplaj elastic special, 5 şi un arbore cardanic. Cuplajul elastic poate fi înlocuit prin ambreiajul motorului. Alimentarea motorului cu combustibil în timpul funcţionării se asigură fie prin intermediul instalaţiei de măsurare a consumului 6, fie direct din rezervorul de combustibil al bancului, comutarea executându-se prin robinetul cu trei căi 7. Răcirea se realizează prin lichidul de răcire care intră în motor prin conducta 8 şi iese prin conducta 9, la ieşire

245

putându-se instala un debitmetru, 10, pentru înregistrarea debitului de lichid necesar efectuării bilanţului termic.

Fig. 12.42 Schema unui stand de încercare a motoarelor

Alimentarea cu aer se face fie direct prin filtrul de aer, fie prin intermediul debitmetrului 11. Evacuarea gazelor arse se asigură prin conducta 12 spre instalaţia de evacuare a bancului. Pentru efectuarea măsurărilor necesare determinării performanţelor motorului şi supravegherii funcţionării acestuia, bancul de încercare este prevăzut cu un pupitru de comandă. Pupitrul de comandă se află în afara celulei unde se află amplasat motorul, astfel încât operatorul şi aparatura sensibilă să fie protejate de zgomot şi de vibraţii. Pentru prelucrarea rezultatelor experimentale bancurile moderne sunt prevăzute cu un calculator electronic care dirijează toată activitatea, mai ales în timpul probelor de anduranţă. De regulă, în tehnică, pentru măsurarea momentului motor, ca metode de principiu se pot utiliza fie metoda fără disiparea energiei, fie metoda cu disiparea energiei. Frânele cu care sunt dotate standurile de încercare a motoarelor sunt concepute să funcţioneze după cea de a doua metodă, adică cea cu disiparea energiei. Pentru determinarea cuplului motor prin cea de a doua metodă se folosesc, în mod obişnuit, instalaţii de absorbţie care, prin crearea unui moment rezistent, transformă energia mecanică dată de motor într-o altă formă de energie; astfel de instalaţii se numesc frâne dinamometrice. La ora actuală, datorită avantajelor pe care le au în raport cu alte tipuri de frâne, cum sunt, de exemplu, frânele

246

mecanice sau aerodinamice, pentru încercarea motoarelor se utilizează în exclusivitate frânele hidraulice şi frânele electrice. Frânele hidraulice au la bază principiul absorbţiei energiei mecanice dezvoltate de motor prin frecarea rotor-apă, apă-stator şi prin frecarea interioară a apei. Forţa de frecare şi deci capacitatea de absorbţie a frânei este proporţională cu coeficientul de frecare şi cu raza interioară a torului de apă. Schema de principiu a unei astfel de frâne este redată în fig. 12.43. Pe arborele 1 al frânei este montat rotorul 2, care se roteşte în interiorul carcasei 5. Prin intermediul conductei 3 şi al robinetului 4 apa este adusă în centrul frânei, de unde, sub acţiunea forţei centrifuge este proiectată spre periferia carcasei. Evacuarea apei din frână se efectuează prin ţevile 7 care se pot roti în jurul axei ţevii 6. În acest mod se poate varia raza la care se produce evacuarea apei, modificându-se astfel grosimea inelului de apă în care se roteşte discul. Mişcarea turbionară din interiorul frânei, generată de frecarea dintre apă şi disc este indicată prin săgeţile din figură.

Fig. 12.43 Schema de principiu a frânei hidraulice

Pentru mărirea coeficientului de frecare se măreşte turbionarea din cadrul torului de apă, realizându-se, în cadrul diverselor variante constructive, rotoare cu cupe, ştifturi sau discuri multiple, precum şi carcase nervurate în interior. Din prima categorie, una dintre cele mai cunoscute este frâna Froude. Principial este ea o frână hidraulică cu turbulenţă, fiind prevăzută, atât în rotor cât şi în carcasă cu cavităţi sub formă de alveole de secţiune eliptică, denumite camere de 247

turbulenţă. În aceste camere apa este centrifugată, circulând în plane longitudinale, cu viteze mai mari decât viteza periferică a rotorului, ceea ce determină coeficienţi de frecare cu valoare foarte ridicată. Această frână se realizează în două variante şi anume, cu reglare prin cantitatea de apă admisă şi cu reglare prin presiune. Alte tipuri de frâne hidraulice, cum este cea de fabricaţie Schenck sunt prevăzute cu reglare în contrapresiune. La această frână, pe arborele principal este fixat un rotor dublu împreună cu flanşa de cuplare. Arborele frânei este sprijinit pe rulmenţi, într-o bridă palier care, la rândul său se reazemă tot prin rulmenţi în nişte palierele suport, astfel încât întregul ansamblu carter - rotor se poate roti liber în palierele suport. Prin antrenarea rotorului se creează în inelul de apă, datorită forţei centrifuge, o presiune de aproximativ 6 bar. Sub influenţa acestei presiuni, la deschiderea orificiului de evacuare apa este eliminată rapid, micşorându-se considerabil timpul de reacţie la descărcarea frânei. Din categoria frânelor hidraulice cu ştifturi se poate cita frâna Junckers. Ştifturile acestei frâne, de secţiune pătrată sau dreptunghiulară, sunt fixate pe mai multe rânduri în rotor şi în stator. Frâna cu ştifturi prezintă însă anumite dezavantaje, printre care, masă de inerţie mare, domeniu de funcţionare îngust, precizie mică referitor la alegerea punctelor de încercare, instabilitate în funcţionare la turaţii mici. Frânele electrice sunt constituite, în principiu, dintr-o maşină electrică care reprezintă consumatorul de energie mecanică, şi un echipament auxiliar de comandă. Corespunzător principiului de funcţionare a maşinii electrice de bază, frânele electrice se împart în frâne de curent continuu, frâne de curent alternativ şi frâne cu curenţi turbionari. Frânele de curent continuu au la bază o maşină electrică de curent continuu care absoarbe din reţeaua electrică energia activă, iar de la motorul termic energia mecanică, pe care o transformă în energie electrică reactivă şi o debitează în reţeaua electrică. Pentru asigurarea condiţiilor necesare unei comutaţii corecte la toate turaţiile, a funcţionării fără vibraţii şi cu mase inerţiale minime sunt necesare maşini electrice speciale ce au un cost ridicat. Acest aspect este însă compensat de anumite avantaje, printre care, posibilitatea de frânare sau de antrenare (reversibilitate), gamă mare de puteri, gamă de turaţii foarte extinsă (60 – 7000 [rpm]), precizie ridicată (0,5%) a măsurării cuplului, stabilizarea automată a punctului de încercare (considerând ca parametru turaţia sau cuplul absorbit de frână), nu necesită răcire suplimentară cu apă. Frânele cu curenţi turbionari, numite şi frâne electromagnetice se bazează pe interacţiunea electromagnetică între câmpul magnetic fix al statorului şi câmpul magnetic variabil produs de curenţii turbionari induşi prin rotirea rotorului care este de tip canelat. În principiu, aşa cum reiese din schema conţinută în fig. 12.44, frâna este constituită dintr-un miez, 1, care conţine o bobină, 2, şi un inel de curenţi turbionari, 3. În interiorul miezului, care de fapt este statorul maşinii electrice, se deplasează un rotor canelat, 4. Dacă prin 248

bobina 2 trece un curent, în miezul 1 ia naştere un câmp magnetic, ale cărui linii de forţă 6 se închid prin inelul de curenţi turbionari 3, întrefierul 5 şi rotorul inductor 4. Câmpul magnetic, proporţional cu curentul care circulă prin bobina statorului se opune rotirii rotorului producând efectul de frânare. Rotorul fiind canelat, fluxul magnetic 6 care ia naştere în stator are caracter pulsator şi, ca urmare, în inelul de curenţi turbionari vor apărea tensiuni electromotoare. Datorită circulaţiei acestor curenţi, inelul de curenţi turbionari se încălzeşte şi astfel energia mecanică a motorului termic se transformă în căldură, care este apoi cedată apei de răcire. Pentru răcire se impune menţinerea apei la temperatura de 65 [°C], prescriindu-se condiţii severe privind conţinutul de cianuri, bioxid de sulf, nitraţi de fier etc.

Fig. 12.44 Principiul frânei cu curenţi turbionari

Frânele cu curenţi turbionari oferă avantajul preciziei ridicate, al uşurinţei comenzii şi reglării, fiind preferate în cazul automatizării încercărilor. Ele se utilizează pentru încercarea motoarelor de puteri mici şi medii cum sunt cele de automobile şi tractoare. În schimb au dezavantajul unui cost mai ridicat şi funcţionează la temperaturi mari (peste 250 [°C]), ceea ce impune măsuri speciale pentru apa de răcire. La frâna de construcţie Schenck, prezentată în fig. 12.45, rotorul este în formă de disc, iar câmpul magnetic este axial. În acest fel se reduce momentul de inerţie al inductorului, iar întrefierul rămâne constant chiar la dilatări ale rotorului, dilatarea axială fiind cu mult mai mică decât dilatarea radială. La frânele cu câmp magnetic radial, dilatarea rotorului poate avea ca efect reducerea totală a întrefierului şi apariţia gripării. Domeniul de funcţionare al frânelor se determină cu ajutorul caracteristicilor acestora, care reprezintă variaţia puterii de frânare în funcţie de turaţie. La alegerea unei frâne trebuie avut în vedere ca o porţiune cât mai mare din domeniul de funcţionare al motorului să fie inclus în domeniul caracteristic al frânei respective. Caracteristica frânei cu curenţi turbionari, descrisă în fig.

249

12.46 este asemănătoare cu cea a frânei hidraulice, ceea ce uşurează lucrul cu aceste categorii de frâne.

Fig. 12.45 Frână Schenck cu curenţi turbionari şi rotor disc

Fig. 12.46 Caracteristica frânei cu curenţi turbionari

250

La încercarea motoarelor, măsurarea momentului motor se face în scopul determinării propriu-zise a acestui parametru de bază şi ulterior, cu ajutorul acestuia, a puterii. Puterea motorului, Pe, se determină deci în mod indirect, prin măsurarea momentului motor, Me, şi a turaţiei arborelui cotit, n, utilizând relaţia cunoscută:

Pe = const ⋅ M e ⋅ n

(12.27)

Aşa cum s-a arătat, indiferent de tipul frânei, prin antrenarea rotorului, carcasa acesteia tinde să fie rotită cu un moment egal cu momentul motorului încercat. Pentru a împiedica această rotire, la nivelul carcasei, prin intermediul unui braţ de lungime L se aplică o forţă F, aşa cum se arată în fig. 12.47. Momentul motor va rezulta din ecuaţia de echilibru, astfel încât:

M e= K ⋅r = L⋅ F

(12.28)

Forţa de frânare, F se determină cu ajutorul unei balanţe pe care se sprijină braţul frânei, sau la instalaţiile mai noi, printr-un traductor de forţă.

Fig. 12.47 Schema de măsurate a forţei

Puterea absorbită de frână se calculează cu relaţia:

Pe = K ⋅ v = K ⋅ r ⋅ ω = K ⋅ r ⋅

π ⋅n 30

(12.29)

În aceste relaţii, v reprezintă viteza periferică a rotorului, r este raza acestuia, iar n, turaţia rotorului, egală cu turaţia motorului. Calculul puterii se poate face însă şi prin utilizarea relaţiilor (3.34) sau (3.35), în care, pe baza ecuaţiei de echilibru de mai sus, momentul dezvoltat de motor se înlocuieşte cu momentul rezistent: 251

Pe =

Me ⋅n L⋅ F ⋅n = 955,5 955,5

[kW] (12.30)

sau:

P e=

Me ⋅ n L ⋅ F ⋅ n = 716, 2 716, 2

[CP]

Alegând pentru lungimea L a braţului frânei o valoare convenabilă, care în primul caz este L = 0,9555 m, iar în cel de al doilea caz, L = 0,7162 m, rezultă pentru putere o relaţie facil de folosit în ambele situaţii, având următoarea formă:

Pe =

F ⋅n 1000

[kW, CP]

(12.31)

unitatea de măsură reieşind în funcţie de lungimea braţului frânei. Pentru măsurarea consumului de combustibil cu precizia necesară, în practica încercării motoarelor se utilizează, în mod obişnuit, metoda volumetrică sau metoda gravimetrică. Ambele metode constau în măsurarea timpului în care se consumă o anumită cantitate de combustibil. În unele cazuri se înregistrează şi numărul de rotaţii ale motorului necesar consumării acestei cantităţi de combustibil. Măsurarea prin metoda volumetrică foloseşte uzual o instalaţie cu baloane etalonate, schematizată în fig. 12.48. Aceasta constă într-o biuretă de sticlă cu baloane de volum precis determinat, 1, care sunt umplute cu combustibilul ce urmează a fi măsurat. Nivelul combustibilului, respectiv volumul consumat, este controlat de lămpile proiector, 2 şi detectorii fotoelectrici 3, instalaţi de-a lungul biuretei la diferite niveluri. Comutarea pentru măsurare se face prin robinetul cu trei căi 4. Alegânduse două niveluri drept punct iniţial (start) şi punct final (stop), blocul de măsură va înregistra timpul în care se consumă Fig. 12.48 Instalaţie volumetrică cantitatea de combustibil cuprins între pentru măsurarea consumului de combustibil aceste două repere [1].

252

Pentru detectarea precisă a nivelului combustibilului în biuretă se folosesc diferite metode. De exemplu, instalaţiile japoneze ONO SOKKI funcţionează pe baza devierii fasciculului luminos prin refracţie, în coloana de lichid, aşa cum se arată în fig. 12.49 a, b. Lampa proiector 2, care emite un fascicul îngust de lumină este plasată în faţa fotodetectorului 3. Când biureta 1 este plină cu combustibil, fasciculul emis de lampa 2 este refractat şi fotodetectorul 3 nu este impresionat. Când combustibilul trece sub nivelul fasciculului luminos, acesta nu mai este deviat, iar fotodetectorul emite un semnal marcând începutul sau sfârşitul măsurării timpului de consum de combustibil.

Fig. 12.49 a, b Detectarea nivelului combustibilului prin devierea fasciculului luminos datorită refracţiei

Instalaţiile de construcţie Schenck funcţionează pe baza reflectării fasciculului luminos pe suprafaţa combustibilului din biuretă. După cum se observă în fig. 12.50 a, b, atunci când fasciculul trece prin combustibilul care se află în biureta 1, se refractă şi fotodetectorul 3 nu este impresionat. În momentul când nivelul combustibilului coboară sub limita precis stabilită, fasciculul este reflectat de meniscul combustibilului şi fotodetectorul emite un semnal care indică începutul sau sfârşitul perioadei măsurate. Prin această metodă se poate stabili nivelul de combustibil cu o precizie de ± 0,1 [mm], ceea ce înseamnă, pentru o biuretă strangulată în zona de măsurare, o precizie de măsură de 0,5%.

Fig. 12.50 a, b Detectarea nivelului combustibilului prin devierea fasciculului luminos datorită reflexiei

Metoda prezintă însă unele dificultăţi de aplicare, generate în primul rând de determinarea precisă a densităţii combustibilului, apoi de determinarea precisă a

253

nivelului la care sunt acţionaţi detectorii şi nu în ultimul rând, din punct de vedere tehnologic, de realizarea precisă a unor baloane de volum bine determinat. Măsurarea prin metoda gravimetrică [1] are la bază înregistrarea timpului în care motorul consumă o cantitate de combustibil cântărită. Metoda prezintă avantajul că indică direct masa combustibilului consumat, indiferent de densitatea acestuia. O astfel de instalaţie este cea prezentată schematic în fig. 12.51, executată de Institutul AVL din Austria.

Fig. 12.51 Instalaţie gravimetrică pentru măsurarea consumului de combustibil

Aparatul se amplasează între rezervorul de alimentare al standului şi motor. Din rezervorul de alimentare, prin cădere liberă, se alimentează rezervorul 1 al instalaţiei. Nivelul în acest rezervor este menţinut constant de supapa 2, acţionată de plutitorul 3. Balanţa care conţine vasul de măsură 4 este amplasată într-o carcasă etanşă din aliaj pe bază de aluminiu, 5. Pârghia balanţei 6 are la un capăt vasul 4, iar la celălalt capăt greutatea de echilibrare 7 şi greutăţile de măsură schimbabile 8. În general valoarea acestora este de 0,1 kg., sau de 0,3 kg. Comutarea acestora se face cu un sistem electromagnetic (funcţie de mărimea motorului). La capătul pârghiei 6 sunt montate contactele de control 9 şi 10 ale sistemului automat de control. Acest sistem este constituit din două detectoare fotoelectrice de determinare a poziţiei pârghiei balanţei. Instalaţia mai este prevăzută cu racordul 11 de legătură cu sistemul de alimentare a motorului încercat, conducta de sticlă 12 prin care se observă lipsa bulelor de aer din circuit, racordul 13 pentru returul de combustibil de la pompa de injecţie şi injectoare, pompa de alimentare 14 şi supapa regulator 15. În cursul executării încercărilor pentru determinarea siguranţei în funcţionare a motoarelor se va ţine, atât evidenţa consumului de combustibil, cât

254

şi a celui de ulei. Consumul de ulei se exprimă în procente din consumul orar de combustibil, sau în [g/kWh]. 12.9.2. Echiparea motoarelor în vederea încercărilor În vederea determinării caracteristicilor pe stand, motorul încercat trebuie să fie echipat în conformitate cu prevederile standardelor sau normelor adoptate. Condiţiile pentru ridicarea caracteristicilor şi indicilor principali de funcţionare a motoarelor de autovehicule şi tractoare agricole, în ţara noastră sunt reglementate prin STAS 6635-87, care prevede şi gradul lor de echipare. Astfel, se stipulează faptul că în vederea încercărilor pe stand, motoarele pot fi echipate în două variante şi anume: - cu agregatele auxiliare de serie, strict necesare pentru funcţionarea motorului pe stand, conform SR ISO 2534:2001, în vederea determinării puterii brute; - cu toate agregatele şi instalaţiile auxiliare necesare funcţionării motorului pentru o utilizare dată, conform SR ISO 1585:1998, în vederea determinării puterii nete. De regulă, se determină performanţele nete ale motorului, în concordanţă cu funcţionarea pe autovehiculul sau tractorul căruia îi este destinat. În acest scop, motorul trebuie să fie echipat cu toate instalaţiile şi agregatele auxiliare indicate în SR ISO 1585:1998, inclusiv filtrul de aer, instalaţia de evacuare completă, ventilatorul, generatorul de curent antrenat, dar fără sarcină precum şi dispozitivul de pornire. Instalaţiile şi agregatele auxiliare trebuie amplasate, pe cât posibil, în locul pe care-l ocupă pe autovehiculul căruia îi este destinat motorul încercat. Vor fi însă excluse instalaţiile auxiliare specifice funcţionării automobilului, susceptibile de a fi montate pe motor, cum sunt, compresorul de aer pentru frânare, pompa servomecanismului de direcţie, pompa sistemului de ridicare hidraulică, sistemul de condiţionare a aerului etc. În locul sistemului de evacuare propriu se admite şi folosirea unui alt sistem de evacuare, dar cu rezistenţe gazodinamice echivalente [1, 2]. La efectuarea încercărilor (în afara cazurilor cu indicaţii specifice) se vor respecta reglajele recomandate privind, de exemplu, debitul pompei de injecţie, avansul la aprindere sau la injecţie. Combustibilul şi uleiul folosit trebuie să fie de calitate corespunzătoare motorului supus probelor. Înaintea efectuării încercărilor, fiecare motor trebuie rodat în concordanţă cu documentaţia tehnică de produs. Motorul se consideră rodat dacă timp de patru ore de funcţionare, curba momentului motor nu se modifică cu mai mult de ±1%. În vederea efectuării măsurărilor şi pentru ca datele obţinute să fie cât mai concludente este necesar a fi respectate unele recomandări referitoare la pregătirea motorului şi amplasarea aparatelor de măsură. În acest sens, sistemul de alimentare a standului trebuie să fie astfel conceput încât să asigure condiţii 255

de alimentare a pompei similare cu cele de pe autovehicul (cu toleranţă de amplasare a nivelului de combustibil de ± 1 m). Motorul va trebui alimentat prin pompa de combustibil proprie, consumul măsurându-se fie prin metoda volumetrică, fie prin metoda gravimetrică. În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare temperatura combustibilului măsurată în vecinătatea aparatului pentru determinarea consumului nu trebuie să difere de temperatura mediului ambiant cu mai mult de ± 5 [ºC]. Răcirea cu lichid se poate face în circuit închis, fie cu radiatorul motorului, fie cu un schimbător de căldură printr-un circuit exterior. Circulaţia lichidului de răcire trebuie însă asigurată numai de către pompa de lichid a motorului. Se admite răcirea suplimentară a uleiului pentru a compensa absenţa curentului de aer. Temperatura lichidului de răcire se măsoară la ieşirea din motor, termometrul fiind montat pe conducta de ieşire a lichidului la maximum 0,30 m de orificiul de ieşire. În cazul răcirii cu aer, temperatura aerului de răcire se măsoară la distanţa de 0,1 – 1 m înaintea intrării în ventilator şi în zona celor mai mari temperaturi, la ieşirea din sistemul de răcire. Temperatura uleiului se măsoară în baia de ulei sau la ieşirea din răcitorul de ulei, iar presiunea acestuia se măsoară în conducta principală a uleiului. În cazul când se măsoară consumul de aer, este necesar ca pierderea de presiune introdusă în instalaţia de măsurat să fie aproximativ egală cu căderea de presiune din filtru. Nu se admite modificarea curbelor momentului motor şi a consumului orar de combustibil (măsurate cu această instalaţie sau fără ea) cu mai mult de ± 1% pe întreg domeniul de turaţii. Temperatura aerului care intră în motor trebuie măsurată la o distanţă de maximum 0,15 m de la intrarea în filtru sau, dacă acesta lipseşte, de la intrarea în tubulatura de admisie, protejând termometrul împotriva radiaţiilor de căldură. Sistemul de evacuare a gazelor arse nu trebuie să creeze în coşul de evacuare, în locul unde acesta este conectat la sistemul de evacuare al vehiculului (sau la sistemul echivalent al acestuia), o presiune diferită de cea atmosferică cu mai mult de ± 740 [Pa] (7,40 [mbar]), în afara cazurilor când se acceptă o contrapresiune mai ridicată. Temperatura gazelor de evacuare se va măsura în dreptul flanşei colectorului de evacuare, dar nu mai departe de 0,1 m de locul de unire în colectorul comun al racordurilor de evacuare ale diverşilor cilindri Pe parcursul efectuării încercărilor, măsurătorile trebuie făcute în condiţiile de funcţionare normală şi stabilă. În lipsa unor prescripţii exprese, temperatura lichidului de răcire la ieşirea din motor trebuie să fie menţinută în limitele 80 – 95 [ºC]. În cazul motoarelor răcite cu aer, temperatura aerului înconjurător nu trebuie să depăşească +40[ºC], iar temperatura uleiului +95[ºC]. După alegerea turaţiei pentru măsurători, valoarea acesteia nu trebuie să varieze în timpul citirilor cu mai mult de ±1%, respectiv 10 [rpm], reţinând valoarea cea mai ridicată. Determinarea forţei de frânare, a consumului de combustibil şi a temperaturii aerului admis, în măsura în care este posibil, 256

trebuie efectuate simultan. Datele înregistrate trebuie să reprezinte valori medii stabile, fără modificări însemnate, timp de aproximativ 60 sec., în cazul în care măsurarea turaţiei şi a consumului de combustibil este comandată manual şi timp de 30 sec., când se utilizează un dispozitiv cu declanşare automată. La prelucrarea rezultatelor încercărilor, toate calculele trebuie să se execute cu precizia de ±0,5%. Determinarea indicilor tehnico-economici ai motoarelor, descrisă mai sus, se face, după terminologia din normativ, în cadrul unor încercări periodice de scurtă durată. Sunt prevăzute şi încercări periodice de lungă durată, care au ca scop, pe lângă verificarea indicilor tehnico-economici şi verificarea menţinerii calităţii produselor. În afara încercărilor periodice, STAS 6635-87, prevede şi alte tipuri de încercări. Este vorba de încercări de tip şi de încercări de recepţie. Încercările de tip se fac în două situaţii şi anume, fie la omologarea motorului, fie atunci când intervin modificări de material, constructive sau tehnologice, susceptibile să atragă modificări calitative în funcţionarea acestuia şi se fac pe cel puţin două motoare. Încercările de recepţie au un caracter individual, scopul lor fiind verificarea fiecărui motor în parte. Aceste încercări se fac pe motoare noi, în stare finită, înainte de livrare. În finalul acestui capitol, în mod informativ se fac referiri la alte stasuri utilizate în activitatea de încercare a motoarelor. Astfel, STAS 6635-87 nu se referă la motoarele cu ciclu de funcţionare în doi timpi, răcite cu aer, cu cilindreea până la 500 [cm3], care se vor încerca conform prevederilor STAS 8993-83. Pe de altă parte, determinarea poluanţilor din emisiile autovehiculelor rutiere echipate cu motoare cu aprindere prin scânteie se face după reglementările din STAS 11369-88, iar determinarea densităţii fumului din gazele de evacuare emise de motoarele cu aprindere prin comprimare respectând prevederile SR ISO/TR 9310:2000.

257

258

Bibliografie

1. Abăitancei, D., ş.a.: Motoare pentru automobile şi tractoare, Construcţie şi Tehnologie, vol. II, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1980. 2. Aramă, C., Grunwald, B.: Motoare cu ardere internă, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1966. 3. Aramă, C., ş.a.: Instalaţii pentru alimentarea cu combustibil a motoarelor cu ardere internă, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1966. 4. Aramă, C., Şerbănescu, A.: Economia de combustibil la automobile, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1974. 5. Bănărescu, M.: Motoare cu ardere internă, vol. I, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1961. 6. Berindean, V., ş.a.: Manualul inginerului termotehnician, vol. II, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1986. 7. Bobescu, Gh., ş.a.: Motoare pentru automobile şi tractoare, vol. I, Ed. Tehnică, Chişinău, 1997 8. Braco, F.V.: Modeling of Two-Phase, Two-Dimensional, Unsteady Combustion for Internal Combustion Engines, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 9. Brandstetter, W.R.: Experimental Results From Volkswagen's Precamber Stratified Charge Engines, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 10. Campbell, A.S.: Termodynamic Analysis of Combustion Engins, Wiley, New York, 1979. 11. Chang Yon, Chen., Veshagh, A.: A Refinement of Flame Propagation Combustion Model for Spark - Ignition Engines, SAE Paper 920679, 1992. 12. Choma, M.A.: Fuel Tolerance Tests With The Ford Proco Engine, I. Mech. E. Conference Publications, 1980. 259

13. Dwyer, H.A., Sanders, B.R.: Unsteady Flow And Flame Propagation In A Prechamber Of A Stratified Charge Engine, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 14. Finsterwalder, G.: The Deutz Stratified Charge Process, I. Mech. E. Conference Publications, 1980. 15. Frăţilă, Gh.: Noutăţi în automobilism, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1968. 16. Gosman, A.D., Hill, C., Marooney, C.J., Sarantinos, M.: Interactive Computational Fluid Dynamics Tools For Engine Design, Proc. of the Inst. of Mech. Eng. C 430/23, 1991. 17. Grunwald, B.: Teoria, calculul şi construcţia motoarelor pentru autovehicule rutiere, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1980. 18. Heywood, John.: Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw – Hill Series in Mechanical Engineering, Library of Congress Catalogingin-Publication Data, 1988. 19. Heisler, Heinz.: Advanced Engine Technology, Ed. SAE International, 1995. 20. Hensinger, D.M., Maxon, I.A., Hom, K., Oppenheim, A.K.: Jet Plume Injection and Combustion, SAE Paper 920414, 1992. 21. Kirilin, V.A., Sychev, V.V., Sheindlin, A.E.: Engineering Thermodyna mics, Mir Publishers-Moscow, 1987. 22. May, M.G.: The High Compression Lean Burn Spark Ignited 4Stroke Engine, I.Mech. E. Conference Publications, 1979. 23. Meurer, S.J.: Present Experience With Stratified Charge Engines Working With Initial Separation Of Mixture Components, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 24. Mikulic, F., Quissek, F., Fraidl, G.K.: Developement Of Low Emission High Performance Four Valve Engines, SAE International Congress and Exposition, Detroit, Michigan, U.S.A, Paper No. 900227, 1990. 25. Miyake, M.: Recent Development Of Mitsubishi's Stratified Charge Engine MPC, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 260

26. Negrea, V.D.: Motoare cu ardere internă. Procese. Economicitate. Poluare. Vol. I., Ed. Sedona, Timişoara, 1997. 27. Oblander, K.: Stratified Charge Engines With Open And Subdivided Combustion Chamber, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 28. Overington , M.T.: A New Stratified Charge Engine Based On The Ricardo Comet Design, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 29. Rakosi, E., Roşca, R., Manolache, Gh.: Ghid de proiectare a motoarelor de automobil, Editura “Politehnium” Iaşi, 2004. 30. Rakosi, E., Roşca, R., Manolache, Gh.: Bazele alimentării prin injecţie de benzină a motoarelor de automobil, Editura “Politehnium” Iaşi, 2005. 31. Rakosi, E., Golgoţiu, E., Roşca, R., Manolache, Gh., Analysis of Procedures Used in Improving the Performance of The Spark Ignition Engines, în Buletinul Institutului Politehnic din Iaşi, Tomul L(LIV), Fasc. 1-2, Secţia Construcţii de Maşini, 2004, ISSN 1011-2855, pag. 135-144. 32. Rakosi, E., ş.a.: Fuel Injection - A Basic Procedure for Mixture Stratification in Spark Ignition Engines, Proceedings of The 2nd International Colloquium FUELS, January 1999, Esslingen, Germany, ISBN 3-924813-41-8, pag. 407-412. 33. Rakosi, E., ş.a.: Ways of Improving the Performances of the Spark Ignition Engines by Direct Injection, Proceedings of The 2nd International Colloquium FUELS, January 1999, Esslingen, Germany, ISBN 3-924813-41-8, pag. 413-422. 34. Rakosi, E., Roşca, R., Gaiginschi, R.: Influence of Fuel Injection Timing over the Performances of a Direct Injection Spark Ignition Engine, SAE Technical Papers Series, March 1-4, 1999, International Congress and Exposition Detroit, Michigan, ISSN 0148-7191, pag. 3745. 35. Rakosi, E.., Roşca, R.: Study on Different Flame Jet Ignition Variants in a Stratified Charge Spark Ignition Engine, Proceedings of the 2002 Fall Technical Conference Of The ASME Internal Combustion Engine Division, ICE-Vol. 39, pag. 123-129. 261

36. Rakosi, E., Roşca, R., Gaiginschi, R., D. Mojilian: A Comparative Study of Some Energetic Solutions on a Direct Injection Spark Ignition Engine, The IXth International Conference, CONAT ’99, Braşov, November, 1999, ISBN 973-9474-19-5, pag. 57-60 37. Shizwo, Y., ş.a.: Research And Developement Of Honda CVCC engine, I. Mech. E.Conference Publications, 1975. 38. Tierney, W.T., s.a.: The Texaco Controlled Combustion System - A Stratified Charge Engine Concept Review And Current Status, I. Mech. E. Conference Publications, 1975. 39. Varde, PH.D.: Sensitivity Of Fuel Economy Caracteristics In A Dual Chamber Stratified Charge Engine, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 40. Weaving, H.J., s.a.: British Leyland Experimental Stratified Charge Engines, I.Mech. E. Conference Publications, 1976. 41. Wilkinson, H.P.: Aircraft Engines Of The World, London, 1947 42. Yagi, S.: The Antiknock Quality In The Stratified Charge Engine With An Auxiliary Combustion Chamber, I. Mech. E. Conference Publications, 1976. 43. Yuhico, K., Katsuo, A., Hiromitsu, A.: Concept of Lean Combustion by Barrel-Stratification, SAE Paper, 920678, 1992. 44. Zao, F., Harrington, D., Lai, M.: Automotive Gasoline Direct - Injection Engines, Ed. SAE International Warrendale, Pa, USA 2002. 45. Zugrăvel, M.: Procese în motoare cu ardere internă, Institutul Politehnic Iaşi, 1972. 46. * * STAS 6635: Motoare cu ardere internă pentru autovehicule rutiere şi tractoare. Reguli şi metode de încercare pe banc, IRS, 1987.

47. * * SR ISO 1585: Vehicule rutiere. Cod de încercare a motoarelor. Putere netă, IRS, 1998.

262

48. * * SR ISO 2534: Vehicule rutiere. Cod de încercare a motoarelor. Putere brută, IRS, 2001. 49. * * STAS 10474: Autovehicule. Determinarea opacităţii gazelor de evacuare ale motoarelor cu aprindere prin comprimare, IRS, 1987. 50. * * STAS 8993: Vehicule rutiere. Motoare cu aprindere prin scânteie, în doi timpi şi răcite cu aer. Reguli şi metode de încercare pe banc, IRS, 1983.

263