Motoare Pt Automobile Si Tractoare I

Gheorghe Bobescu ■ Cornel Cofaru Anghel Chiru ■ Gheorghe - Alexandru Radu Vladimir Ene ■ lurie Guber • Vitalie Scalnâi

PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE 9

Volumul I

Teorie si caracteristici

CH IŞIN Ă U T U R A ’’TEHNICA" 1996

Gheorghe BOBESCU Cornel COFARU Angliei CIIIRII Gheorghe-Alexandru RADU UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” BRAŞOV

V

Vladimir ENE Iurie GUBER Vitalie SCALNÂI UNIVERSITATEA TEHNICĂ A MOLDOVEI

ntre

Centrul de perfecţionare şi recalificare a cadrelor

: în de niu, ând i să

MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE ŞI TRACTOARE Volumul I Teorie şi caracteristici

tole ibul ;ază cile i se

icţii n şi nea e la & Şi î cu ază din ire,

CHIŞINĂU EDITURA “TEHNICA”

1997

din

G.Bobescu, V.Ene şi a. Motoare pentru automobile şi tractoare: manual pentru instituţiile de învăţământ superior. Chişinău: Editura "Tehnica", 1997-238 p. Prezentarea grafică M. Bacinschi

Redactor Silvia Nedelciuc

Recenzenţi: Prof. Dr. Ing. Simion Popescu (Braşov) Conf. Dr. Valentin Amariei (Chişinău)

ISBN 9975-910-17-3

© Editura “ Tenhica”, 1997

PR EFA ŢĂ Lucrarea de faţa este realizată printr-o strânsă conlucrare între cadrele didactice de specialitate de la Universitatea Tehnică a Moldovei din Chişinău şi de la Universitatea Transilvania din Braşov şi a fost concepută ca manual pentru studenţii celor două universităţi care se pregătesc în domeniul m otoarelor pentru automobile şi tractoare. La redactarea lucrării s-a valorificat experienţa didactică şi de cercetare ştiinţifică acumulată la Braşov şi Chişinău în acest domeniu, inclusiv experienţa unor cercetări ştiinţifice efectuate anterior. Manualul este structurat pe două volume, primul volum cuprinzând capitolele de teorie şi caracteristicile motoarelor, iar al doilea urmând să trateze dinamica şi construcţia motoarelor. In volumul de faţă se tratează in cadrul prim elor cinci capitole procesele ce însoţesc desfăşurarea fazelor ciclului motor, respectiv schimbul de gaze, comprimarea, arderea şi destinderea. Apoi se analizează performanţele energetice, regimurile de funcţionare şi caracteristicile motoarelor de autovehicule. Acest volum se poate utiliza şi pentru instruirea studenţilor ce se pregătesc în specializări legate de maşinile agricole, maşini de construcţii şi îmbunătăţiri funciare propulsate cu motoare cu ardere internă, precum şi de către inginerii din transporturi şi mecanizarea agriculturii. De asemenea lucrarea este utilă în parte şi studenţilor care audiază cursuri de motoare la specializările de transporturi feroviare şi de transporturi navale, precum şi celor ce se ocupă de studiul instalaţiilor pentru foraje petroliere acţionate cu motoare Diesel. Manualul prezintă interes şi pentru inginerii care lucrează în domeniul utilajelor destinate transportului şi exploatărilor forestiere. Manualul este util şi pentru perfecţionarea cadrelor didactice din învăţământul preuniversitar tehnic care predau discipline de motoare, automobile şi tractoare sau discipline conexe, şi specialiştilor din transportul auto la cursurile de perfecţionare şi recalificare.

A utorii

CU PRIN S 1. NOŢIUNI IN T R O D U C T IV E .....................................................................7 1.1. Sistematica m o to a re lo r...............................................................7 1.2. Parametrii principali şi condiţiile de funcţionare ale m otoarelor de automobile şi tractoare........................9 1.3.Principiul de funcţionare al motoarelor cu ardere internă...... 13 CI .4. Ciclurile termdinamice ale motoarelor cu p i s t o n ............ 16 1.4.1. Ciclul motorului cu ardere la volum c o n s ta n t...............18 1.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune c o n sta n tă ............................................................................. 20 1.4.3.Ciclul motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă. Ciclul mixt............................... 22 1.4.4...Ciclul motorului cu tu rbo su praalim entare.....................23 1.4.5. Influenţe asupra randamentului şi presiunii medii a c ic lu rilo r.............................................................. 26 2 .PROCESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR .................................32 2.1. Umplerea normală a motoarelor în patru t i m p i ...............32 2*1.1. Influenţa fazelor de distribuţie asupra u m p le rii............ 33 2.1.2. Calculul parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul um plerii.................................................................39 2.1.3. Calculul coeficientului de umplere .................................44 2.1.4. Factorii care influenţează asupra mărimii coeficientului de u m p le r e ............................................... 45 2.1.5. Influenţa fenomenelor dinamice asupra umplerii . . . . 51 2.1.6. Organizarea mişcării încărcăturii p r o a s p e te ..................52 2.2. Umplerea motoarelor în doi t i m p i .......................................54 2.2.1. Sisteme de s p ă l a r e .............................................................. 54 2.2.2. Influenţa fazelor de distribuţie asupra umplerii la motorul în doi t i m p i ...................................................56 2.2.3. Parametrii schimbării gazelor la motoarele în doi t i m p i .................................................. ............... 62 3 .PROCESUL.DE C O M P R IM A R E ........................................................... 71 3.1. Factorii care influenţează procesul de comprimare . . . . 73

3.2. Mişcarea încărcăturii în timpul c o m p rim ă rii..................... 76 3.3. Calculul param etrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării ......................................................77 4. A R D E R E A .................................................................................................. 79 4.1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibil şi aer în m o to a r e ...............................................................79 4.2. Aprinderea amestecurilor de combustibil şi aer în m o to a re ...........................................................................84 4.3. Procesul arderii în motorul cu aprindere prin scânteie . . 86 4.3 .1 . Arderea normală şi fazele sale principale........................ 86 4 .3 .1 .1 . Propagarea f lă c ă rii............................................................89 4 .3 .1 .2 . Factorii care influenţează viteza de ardere ............... 92 4 .3 .2 ...Arderea cu d e to n a ţie ............................................................95 4 .3 .2.1 . Teoria explicativă a arderii cu detonaţiei ..................95 4 .3 .2 .2 . Factorii care influenţează asupra d e to n a ţie ...............98 4 .3 .3 . Arderea cu aprinderi s e c u n d a r e .................................... 100 4.3.4. Controlul procesului de ardere prin alegerea formei constructive a camerei de a r d e r e .................. 102 4.4. Arderea în motorul cu aprindere prin comprimare . . . 108 4 .4 .1 . Factorii care influenţează întârzierea la autoaprindere ............................................................ 110 4 .4 .2 . Fazele arderii în motorul cu aprindere prin c o m p rim a re ..................................................................... 113 4.4.3 Influenţa tipului camerei de ardere asupra formării amestecului şi arderii în motorul cu aprindere prin comprimare ....................................... 117 4 .4 .3 .1. Camerele unitare sau cu injecţie d ir e c tă .................. 117 4 .4 .3 .2 . Camerele divizate cu cameră de preardere ............ 129 4 .4 .3 .3 . Camerele divizate cu cam eră în v â r t e j ..................... 134 4 .4 .3 .4 . Analiza comparativă a camerelor de ardere ale m otoarelor cu aprindere prin c o m p rim a re ............... 138 4.5 Termodinamica proceselor de ardere din motoare . . . . 140 5. PROCESUL DE DESTINDERE ŞI E V A C U A R E ........................... 148 5. î . Procesul de d e s tin d e re ......................................................... 148 5.2. Factori care influenţează procesul de destrindere . . . . 1 5 1

5.3. Nocivitatea gazelor de e v a c u a r e ..........................................153 6. PERFORM ANŢELE ENERGETICE ALE M OTOARELOR . . . 157 6.1. Analiza energetică a ciclului ................................................157 6.2. Parametrii ciclului in d ic a t......................................................158 6.2 .1 . Presiunea medie i n d i c a t ă ...................................................158 6.2.2. Puterea indicată şi consumul specific i n d i c a t ............ ...162 6.2.3. Relaţiile dintre parametrii ciclului i n d i c a t .................. ...165 6.3...Parametrii efectivi ai motorului ..........................................168 6.3.1. Puterea efectivă şi pierderile m e c a n ic e...........................168 6.3.2. Randamentul efectiv.şi consumul specific efectiv de c o m b u stib il......................................................170 6.4. Bilanţul termic al m o to ru lu i...................................................172 7. REGIM URILE DE FUNCŢIONARE ŞI CARACTE­ RISTICILE M O T O A R E L O R .........................................................177 7.1. Regimurile de fu n c ţio n a re ......................................................177 7.2. Caracteristicile motoarelor de autovehicule .....................179 7.2.1. Caracteristici de reglaj ......................................................180 7.2.1.1. Caracteristica de reglaj a motorului cu carburator în funcţie de compoziţia amestecului . . 180 7.2.1.2 Caracteristica de reglaj a motorului Diesel în funcţie de compoziţia amestecului ..............................183 7.2.1.3. Caracteristica de reglaj după unghiul de avans la producerea s c â n t e ii ..........................................184 7.2.1.4. Caracteristica de reglaj în funcţie de avansul la injecţia combustibilului .............................................187 7.2.2. Caracteristici de s a rc in ă ......................................................188 7.2.2.1. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindere prin scânteie ...................................................189 7.2.2.2. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindre prin comprimare .............................................190 7.2.3. Caracteristica de turaţie..................................................... ...192 7.2.3.1. Caracteristica de turaţie la sarcină totală la MAS . 192 7.2.3.2. Caracteristica parţială de turaţie la MAS .................. 197 7.2.3.3. Caracteristica de turaţie la sarcină totală la MAC . 199 7.2.3.4. Caracteristica de turaţie la sarcină totală cu

regulator de turaţie ......................................................201 7.2.3.5. Caracteristica parţială de turaţie la M A C ............... 203 7.2.4. Compararea eficienţei de funcţionare a MAS şi MAC în condiţiile caracteristicii de turaţie şi de sarcină...........................................................................205 7.3. Caracteristici d iv e r s e ............................................................206 7.3.1. Caracteristica de detonaţie .............................................206 7.3.2. Caracteristica de mers în g o l ..........................................208 7.3.3. Caracteristica pierderilor m e c a n ic e ..............................209 7.3.4. Caracteristici de toxicitate .............................................211 7.3.5. Caracteristici c o m p le x e ...................................................213 7.4. Corectarea c a ra c te ris tic ilo r................................................215 B IB L IO G R A FIE .................................................................................... . . . 217 A N E X E ........................................................................................................... 219

1. NOŢIUNI INTRODUCTIVE 1.1.

Sistematica motoarelor

Cea mai largă utilizare în propulsia autovehiculelor o are în prezent energia termică obţinută din arderea hidrocarburilor, iar pentru transform area energiei termice în energie mecanică, răspândirea cea mai mare o au motoarele cu ardere internă cu piston, acestea atingând un înalt grad de perfecţionare şi eficienţă. Din acest motiv în sistematica abordată vor fi incluse cu prioritate motoarele cu ardere internă cu piston şi parţial şi motoarele cu turbină, luându-se în considerare perspectivele utilizării lor pe autovehicule, alte motoare de construcţii speciale sau bazate pe alte surse energetice, nefiind analizate în prezenta clasificare. Sistematica este alcătuită după anumite principii de desfăşurare a proceselor din motor sau după diferite consideraţiuni constructive. - După natura combustibilului utilizat se întâlnesc motoare cu combustibili lichizi uşori (benzină, alcool), motoare cu combustibili lichizi grei (m otorină, păcură, uleiuri), motoare cu combustibili gazoşi (gaze comprimate sau lichefiate, cu biogaz), motoare cu alimentare mixtă, la care combustibilul de bază este gazos, iar pentru aprindere şi pentru pornire se utilizează combustibili lichizi şi motoare policarburate la care ce se pot utiliza, după disponibilităţi, diferiţi combustibili lichizi. - După modul de alcătuire a sistemului de transformare a energiei calorice în energie mecanică se întâlnesc în construcţia de autovehicule motoare care aparţin categoriei de motoare cu ardere internă (motoare cu piston şi motoare rotative cu piston), motoare care aparţin categoriei de motoare cu ardere externă (motoare cu turbine cu gaze, motoare cu ciclul Stirling) şi motoare combinate la care arderea se desfăşoară într-o cameră de ardere delimitată de unul sau două pistoane, iar transformarea energiei termice în energie mecanică se realizează parţial în motorul cu piston şi parţial într-o turbină cu gaze. - După modul de formare a amestecului, motoarele cu ardere internă se împart în motoare cu formare a amestecului în exterior în raport cu camera de ardere (motoare cu carburator, motoare cu gaze şi motoare

cu injecţie de benzină în conducta de admisie), motoare cu formarea amestecului de combustie în camera de ardere (motoare cu injecţie de benzină sau combustibili lichizi grei în camera de ardere şi motoare cu gaze cu adaos de combustibil lichid sau gazos la începutul compresiei) şi motoare cu amestec stratificat la care se asigură amestecuri de dozaje diferite în diferite zone ale camerei de ardere. - După modul de aprindere a amestecului carburant se întâlnesc motoare cu aprindere prin scânteie {motoare cu carburator, cu injecţie de benzină, cu gaze), motoare cu aprindere prin comprimare (motoare cu injecţie de motorină, motoare cu hidrogen), motoare cu precameră şi aprindere prin flacără (aprinderea de la scânteie se realizează într-o cameră cu amestec bogat, iar flacăra rezultată aprinde amestecul sărac din cilindru) şi motoare cu aprinderea combustibilului gazos prin iniţierea aprinderii unei mici cantităţi de combustibil lichid ce ia foc prin comprimare). La rândul lor motoarele cu aprindere prin comprimare se clasifică după tipul camerei de ardere în motoare cu injecţie directă sau cu cameră unitară, motoare cu antecameră şi motoare cu cameră de turbionare. - După modul de realizare a ciclului, motoarele cu piston se grupează în motoare în patru timpi (ciclul se realizează p e durata a patru curse complete ale pistonului) şi motoare în doi timpi (ciclul se realizează p e durata unei singure curse complete a pistonului). - După principiul de realizare a umplerii cilindrilor, motoarele sunt cu umplere normală (cu aspiraţia aerului din atmosferă) şi cu supraalimentare (cu comprimarea prealabilă a aerului sau amestecului carburant de către un compresor). Motoarele cu supraalimentare pot fi cu compresor acţionat de către o turbină ce utilizează energia gazelor de evacuare ale motorului cu piston (cu turbosuflantă), cu compresor acţionat prin transmisie mecanică de la arborele cotit şi cu două compresoare, dintre care unul acţionat mecanic, iar celălalt cu turbosuflantă. - După criterii constructive şi cinematice motoarele se clasifică în motoare cu piston cu mişcare alternativă şi motoare cu piston rotativ. M otoarele cu piston cu mişcare alternativă se clasifică după numărul şi modul de dispunere a cilindrilor în raport cu axa arborelui cotit, în motoare monocilindrice şi policilindrice, respectiv în motoare cu cilindrii

verticali în linie, în V, cu cilindrii opuşi. De asemenea aceste motoare mai pot fi clasificate după dispunerea pistoanelor, în motoare cu un singur piston pe cilindru, cu pistoane opuse îa care camera de ardere este dispusă între două pistoane ce se deplasează într-un cilindru în sensuri opuse, şi motoare cu dublă acţiune care au camera de ardere pe ambele părţi ale pistonului. Motorul cu piston rotativ la rândul său poate fi realizat în trei variante cinematice şi anume: cu piston rotativ care realizează o mişcare planetară într-un bloc fix, cu piston fix şi bloc rotitor şi cu mişcare planetară relativă şi în sensuri opuse atât a pistonului, cât şi a blocului motor cu o carcasă fixă, aşanumitul motor birotor. - După modul de răcire, motoarele se împart în motoare răcite cu lichide şi motoare răcite cu aer. In construcţia de automobile şi tractoare în prezent se utilizează în principal motoarele cu piston cu aprindere prin scânteie, cu aprindere prin comprimare, cu piston rotativ, motoare cu turbină în special pentru puteri mari, iar la unele construcţii motoarele Stirling. In cele ce urmează se vor analiza cu prioritate motoarele cu ardere internă cu piston.

1.2. Parametrii principali şi condiţiile de funcţionare a motoarelor de automobile şi tractoare. Motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate prin urm ătorii indicatori principali de performanţe: - durabilitatea şi fiabilitatea tuturor sistemelor şi pieselor componente; -randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, param etru ce poate f i evaluat şi după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de timp şi unitatea de putere dezvoltată; -puterea raportată la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului (puterea specifică); -masa şi volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specifică şi volumul specific de gabarit; -gradul de nocivitate şi indicele de fu m al gazelor de evacuare şi

nivelul zgomotului în timpul funcţionării motorului; -simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei, comoditatea întreţinerii tehnice şi preţul de cost al fabricaţiei, exploatării şi reparării motorului; - siguranţa pornirii motorului; - perspectivele menţinerii motorului în fabricaţie prin modernizarea sa succesiivă, prin creşterea presiunii de ardere şi creşterea turaţiei, respectiv prin creşterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor şi ridicării calităţii materialelor. Alături de aceşti indicatori de performanţe motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate şi individualizate prin următorii parametrii constructivi: - cilindreea sau capacitatea cilindrică Vh care este definită ca volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D în cursa S între punctele moarte; - cilindreea totală sau litrajul motorului Vt , care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor "i" a unui motor adică: V,-i-Vh (m 3) ; - raportul de comprimare e , respectiv raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va rezultat când pistonuyl se află în punctul mort inferior (p.m .i.) şi volumul minim al cilindrului Vc rămas deasupra pistonului, când acesta se află în punctul mort superior (p. m. s.), volum care Va reprezintă volumul camerei de ardere, deci e= — . In cazul motorului în doi timpi, alături de acest raport de comprim are geometric se mai utilizează şi raportul de comprimare util eu , deoare din cursa S a pistonului numai o parte este utilizată pentru comprimare şi destindere S u, o fracţiune din cursă fiind destinată distribuţiei gazelor prin orificiile practicate pe cilindru, închiderea şi deschiderea acestor orificii fiind realizată prin deplasarea pistonului. Prin urmare, cursei utile S u îi corespunde un volum de cilindru util Vu şi un V raport de comprimare util e u=— . In afara indicatorilor de performanţă şi a parametrilor constructivi prezentaţi mai sus, este util să se definească şi principalii parametri ce

caracterizeză condiţiile de funcţionare ale motoarelor şi să se abordeze corespondenţa acestora cu condiţiile de exploatare ale automobilelor şi tractoarelor. Regimul de funcţionare al motorului este caracterizat de un ansamblu de parametri funcţionali ca sarcina, turafia arborelui cotit, starea termică a pieselor motorului etc. In funcţie de condiţiile de exploatare şi particularităţile funcţionale ale autovehiculului variază şi regimul de funcţionare al motorului. Parametrul principal care caracterizează regimul de funcţionare al motorului este puterea efectivă P e , care la rândul său depinde de cuplul motor şi de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit o> , respectiv de turaţia acestuia n , conform cunoscutei relaţii: P e=Me u = M e^ P 60

= 0,1047M e77 [W\

(1.1)

unde M e este în N m şi n în m in ', respectiv w în rad/s. In exploatare, atât cuplul motor, cât şi turaţia arborelui cotit variază în limite largi, datorită variaţiei rezistenţelor de deplasare a autovehiculelor. Atât pentru motoarele de automobile, cât şi pentru motoarele de tractoare o im portanţă d e o s e b ită o p r e z in tă capacitatea acestora de a se adapta rapid la regimurile v a ria b ile în tâ ln ite în exploatare. In figura 1.1. se prezintă un grafic în care se arată variaţia puterii în funcţie de turaţia arborelui cotit. Fiecare din curbele 1, n max n 2, 3, 4 corespunde unei Fig. 1.1. Caracteristici propulsie

anumite poziţii a dispozitivului de comandă a

cantităţii de combustibil furnizat cilindrilor motorului, iar curbele I, II, 111, IV reprezintă variaţia puterii necesare pentru propulsia autovehiculului. Punctul de intersecţie dintre o curbă de putere dezvoltată de motor şi o curbă de putere necesară pentru învingerea rezistenţelor de deplasare ale autovehiculului, caracterizează un regim de funcţionare a motorului. O noţiune ce trebuie precizată, deoarece se utilizează frecvent în analiza proceselor termo-gazodinamice, este sarcina motorului, prin care se înţelege gradul de încărcare al acestuia la o anumită turaţie faţă de o încărcare de referinţă convenţional stabilită. S-a convenit că încărcarea de referinţă să fie cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective dezvoltată de motor în mod continuu la o turaţie dată, fară instabilitate în funcţionare şi fără uzuri anormale. Sarcina se apreciază prin coeficientul de sarcină, care la o turaţie dată este exprimat prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor Pe şi puterea la încărcarea de referinţă, care se mai numeşte şi putere efectivă continuă (P econt), respectiv:

P X=------ (1.2)

Pe cont

Coeficientul de sarcină se poate exprima fie în valori absolute după relaţia (1.2), fie în procente. Pentru sarcină nulă x = 0 motorul, funcţionează la mers în gol la turaţia considerată. Pentru 0 < x < 1 motorul funcţionează la sarcini parţiale, pentrux = 1 se consideră sarcină plină, iar pentrux > 1 motorul funcţionează la suprasarcini. Limita acceptabilă a suprasarcinii, este de aproximativ 10% din sarcina plină, deci x = l ,1, posibilităţile de funcţionare a motorului la asemenea regimuri fiind limitate în timp. Puterea efectivă pe care o poate dezvolta motorul la limita acceptabilă a suprasarcinii pe o durată limitată şi după anumite intervale de timp este denumită putere efectivă intermitentă. Cea mai mare valoare a puterii efective continue este definită drept putere efectivă nominală Pen, iar turaţia la care se dezvoltă această puetere se numeşte turaţie nominală fln . Cea mai mare valoare a puterii efective inetrmitente este considerată puterea efectivă maximă Pmax a motorului.

După aceleaşi considerente se definesc noţiunile de moment motor continuu şo moment motor intermitent, iar cel mai mare moment motor intermitent este considerat momentul motor maxim Mmax, respectiv turaţia la care se obţine este denumită turaţia momentului maxim n M. O altă noţiune utilizată frecvent în analiza proceselor din motoare şi care trebuie prin urmare precizată în acest capitol introductiv, este calitatea amestecului, respectiv proporţia de combustibil în amestecul de aer - combustibil supus arderii în motor, proporţie apreciată prin dozaj. Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc şi cantitatea de aer Ga , deci: G d

=

(1.3)

Ga

Dacă pentru arderea completă a combustibilului în amestec, există cantitatea de aer minim necesar, dozajul se numeşte teoretic sau stoichiometric ( d t), iar în raport cu acest dozaj când combustibilul este în exces dozajul se consideră bogat, respectiv când aerul este în exces se consideră dozaj sărac. Dozajul se mai exprimă şi prin coeficientul de exces de aer, respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer avută la dispoziţie pentru arderea a 1 kg de combustibil L în kg aer/kg comb. şi cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea completă a aceleiaşi cantităţi de combustibil L , ^ în kg aer/kg comb. , prin urmare rezultă: X = -^~ Tnln

(1.4)

1.3. Principiul de funcţionare al motoarelor cu ardere internă Schema de funcţionare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru timpi este prezentată în figura 1.2. In cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 care este articulat prin biela 3 cu manivela 4 a arborelui cotit 14. Chiulasa 5 care închide în partea superioară cilindrul este prevăzută cu un canal de admisie -V şi ciclul teoretic în coordonate temperatură (7)-entropie (s) pentru un motor în patru timpi cu ardere la volum constant.

Fig.1.4. Ciclul cu ardere la volum constant La ciclul teoretic cu aport de căldură la volum constant se consideră că mediul de lucru umple instantaneu cilindrul în punctul a după care se comprimă adiabatic după ac, când pistonul se deplasează din p. m. i. în p .m .s. La sfârşitul comprimării se furnizează instantaneu căldura Q, ceea ce provoacă comprimarea izocoră a gazului până în punctul z, respectiv creşterea izocoră a temperaturii cz. reprezentată în diagrama T-s. Destinderea se consideră adiabatică după zb , în timul deplasării pistonului din p .m .s. în p .m .i. energia internă a mediului de lucru, transformându-se în energie mecanică, mediului de lucru scăzându-i presiunea după zb (diagrama p-V),

evoluţie însoţită de o scădere a temperaturii de la z la b (diagrama T-s). Extragerea căldurii Q2 se presupune a se realiza tot instantaneu după ba, deci mediul de lucru este readus în starea iniţială la volum constant, cu scăderea izocoră a presiunii. Acest proces de evacuare a căldurii se reprezintă în diagrama T-s prin izocora ba, punându-se în evidenţă scăderea temperaturii până la temperatura iniţială a ciclului. In cazul ciclului real, umplerea cilindrului se realizează sub efectul depresiunii create prin deplasarea pistonului din p.m .s. în p .m .i., ceea ce face ca încărcătura proaspătă din cilindru să aibă o presiune mai mică decât presiunea atmosferică. Pentru ca umplerea cilindrului să se îmbunătăţească, supapa de admisie se deschide cu un anumit avans faţă de p .m .s. reprezentat prin punctul d.s.a. In timpul umplerii încărcătura se încălzeşte de la gazele rămase în cilindru şi de la pereţii calzi ai canalului de admisie şi ai cilindrului, deci la începutul ciclului încărcătura proaspăta va avea o temperatură superioară temperaturii mediului ambiant şi o densitate inferioară. După trecerea pistonului de p.m .i. supapa de admisie se închide şi începe procesul de comprimare a încărcăturii proaspete. In apropiere de p .m .s ., se produce aprinderea amestecului de la scânteie şi începe procesul de ardere care se prelungeşte şi după ce pistonul trece de p.m .s. (punctul z). Urmează procesul de destindere zb'in timpul căruia energia internă a gazelor se transformă în energie mecanică. Procesul de evacuare a gazelor începe cu un avans faţă de p .m .i. în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după închi­ derea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m .s. până în punctul i.e. Ciclul cu ardere la volum constant poate fi apreciat prin următorii parametri caracteristici: y - raportul de comprimare e= —- ,

Ve - gradul de creştere a presiunii dezvoltată prin ardere

%=— ,

Pc - randamentul termic t | f»care este dat de raportul dintre căldura transformată în energie mecanică şi căldura furnizată ciclului şi care după transform ări ajunge la expresia:

(1.5)

presiunea medie a ciclului, respectiv o presiune convenţională ca mărime, care acţionând asupra pistonului în timpul detentei ar produce un lucru mecanic util egal cu întregul lucru mecanic al ciclului, având expresia: P r P a T ^ - V i e * ' 1"'!) [MPa] n -l e -I

(1.6)

Din aceste expresii rezultă că randamentul, respectiv economicitatea motorului creşte odată cu creşterea raportului de comprimare şi cu creşterea exponentului k, iar presiunea medie creşte cu mărirea presiunii iniţiale p a, cu mărirea raportului de comprimare e şi cu mărirea gradului de creştere a presiunii prin ardere 7r.

1.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă Ciclul cu ardere a amestecului de combustibil şi aer în timpul unei tracţiuni a cursei de destindere şi la o variaţie foarte mică a presiunii, se întâlneşte la motoarele cu aprindere prin comprimare cu viteze medii de piston mici, respectiv la motoarele la care combustibilul arde treptat pe măsura injectării lui în cilindru, concomitent cu destinderea. La aceste motoare încărcătura proaspătă a cilindrului nu este amestec de combustibil şi aer, ci-numai aer a cărui presiune şi temperatură se ridică în procesul de comprimare depăşind temperatura de autoaprindere a combustibilului. In figura 1.5. se prezintă ciclul teoretic (a) şi real (b) în coordonate p-v şi ciclul teoretic în coordonate T-S (c), pentru un motor în patru timpi cu ardere la presiune constantă. Şi la aceste motoare, în cazul ciclului real umplerea cilindrului se realizează cu pierderi gazodinamice, deci presiunea încărcăturii proaspete este inferioară presiunii atmosferice. De asemenea, prin încălzirea aerului de la pereţii cilindrului temperatura acestuia la sfârşitul admisiei va fi superioară temperaturii mediului ambiant, iar densitatea va fi inferioară. Prin avansul la deschiderea supapei de admisie faţă de p.m s. (d.a) şi prin întârzierea la închiderea supapei de admisie după p. m. i. (/'. a) se ameliorează procesul de umplere. In timpul compresiei, în apropiere de p.m .s. se începe injecţia combustibilului, care se autoaprinde şi se arde pe măsură ce se injectează şi se vaporizează. Procesul de ardere nu se realizează la presiune absolut

Fig.1.5. Ciclul cu ardere la presiune constantă constantă, ci cu o uşoară creştere, ceea ce se explică prin faptul că în cilindru se acumulează o anumită cantitate de combustibil injectat până se realizează autoaprinderea cantităţii de amestec de aer şi combustibil vaporizat. Destinderea realizată în timpul arderii este denumită destindere prealabilă şi este apreciată prin raportul p =—- . Urmează procesul de desK: tindere propriuziz zb în care se continuă dezvoltarea de energie mecanică, dar în acest interval energia mecanică se obţine din energia internă a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor începe şi la aceste motoare cu un avans faţă de p .m .i., respectiv în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după terminarea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m .s. până în punctul i.e. expresie:

Randamentul termic al acestui ciclu este dat de următoarea k

(1-7’ Se observă că randamentul creşte cu creşterea raportului de comprim are e şi scade cu creşterea gradului de destindere prealabilă p, deoarece prelungirea arderii conduce la creşterea temperaturii gazelor de evacuare. Este important de menţionat că la acest ciclu raportul de comprimare nu are aceiaşi influenţă asupra randamentului şi economicităţii m otorului ca la ciclul cu aport de căldură la volum constant, deoarece la

rapoarte mari de comprimare, mărirea în continuare a acestuia influenţează neînsemnat asupra utilizării căldurii. Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de căldură la presiune constantă este dată de următoarea expresie:

p, =

(1.8) e-1

A--1

Din această expresie se observă că mărirea presiunii p, medii a ciclului se poate realiza prin ridicarea presiunii de admisie şi a raportului de comprimare, respectiv prin mărirea aportului de căldură care implică mărirea gradului de destindere prealabilă şi mărirea exponentului adiabatic al ciclului.

1.4.3.CicluI motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă. Ciclul mixt. După ciclul mixt lucrează motoarele rapide cu aprindere prin comprimare pentru automobile şi tractoare. Din cauza timpului scurt de injecţie, întârzierea la aprindere a combustibilului injectat face necesar un avans la injecţie, care se traduce în fapt printr-o ardere iniţială în apropiere de p .m .s ., ardere ce poate fi asimilată cu un aport de căldură la volum constant. Restul combustibilului arde pe măsura injectării lui, realizând în această etapă, o ardere la presiune constantă, după cum se vede în figura 1. 6 .

Datorită furnizării unei părţi de căldură la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari decât la ciclul cu aport de căldură numai la presiune constantă. Randamentul termic va fi în acest caz:

= 1 - —

•--------------------- = 1 - —

e*~1 ( n - I W p - l )

-/=(7i,p)

(1.9)

e* 1

Ecuaţia de mai sus permite să se formuleze concluzia, că utilizarea căldurii în cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabilă p, gradul de creştere a presiuni ir şi de indicele adiabatic de comprimare şi destindere.

F ig.1.6 Ciclul mixt.

Pentru aceleaşi valori ale raportului de comprimare, funcţia F(it,p) se află între limitele: 1 < F {n , p) „; - pentru motoarele rapide p r = (1,1-1,25)pa. Valoarea coeficientului gazelor reziduale y r se poate exprima şi în funcţie de raportul —- , crescând cu mărirea acestui raport, deci cu micşora­ ră rea presiunii p a.

Temperatura gazelor la sfârşitul admisiei Ta este temperatura la care ajung gazele prin încălzirea de la pereţii conductei de admisie şi a cilindrilor şi de la gazele reziduale. Această temperatură se poate determina din ecuaţia bilanţului de căldură a amestecului de gaze proaspete şi reziduale, înainte şi după amestecare. Se presupune că amestecul se realizează Ia presiune constantă, deci:

MgaC Up(T 0 + A T - A Tva/) +MrCUprTr = (Mga +M) (2 . 8) unde A T este încălzirea gazelor de la conducta de admisie şi pereţii cilindrilor; A Tvap - răcirea gazelor prin vaporizarea combustibilului. Neglijând diferenţele de călduri specifice, adică aproximând: 'M p '-'M p r '-'U p a ’

rezultă: T0 + A T - A T vap +YrTr = (1 +Y) T a, de unde:

_ T0+A T+yrTr- A #a

vap

1 + Yr

(2.9) (2 . 10)

P en tru m otoarele supraalim entate: Tk+ A T -A T fa5 există o macroturbulenţă, / putând ajunge la valori de zeci de mm. Deplasarea frontului flăcării în amestec, uniform în camera de ardere închisa, depinde de raportul de comprimare a amestecului încă nears (fig.4.5) care este puternic comprimat (de 7-8 ori) prin destinderea gazelor care au Fig. 4 .6 Propagarea frontului ars până în momentul respectiv în direcţia de fla că ră prin turbionare părţii de volum cu gaze arse.

După cum se vede din cele prezentate există în general o succesiune în dezvoltarea procesului de ardere în ansamblu. Prim a zonă de ardere se formează sub acţiunea vitezei normale de ardere (transmitere de căldură, difuzie). Cu dezvoltarea zonei de ardere şi formarea unor fronturi de ardere devin posibile pulsaţiile turbulente, scara cărora nu depăşeşte încă adâncimea zonei de ardere (microturbulenţă). Insă, pulsaţiile amplifică viteza normală, deoarece transmiterea de căldură şi difuzia particulelor active cresc. La sfârşit scara turbulenţei devine mai mare decât adâncimea zonei de ardere şi rolul vitezei normale se reduce, deoarece prevalează influenţa vitezei uT, condiţionată de turbulenţă asupra arderii (macroturbulenfă). O imagine demonstrativă asupra arderii reale în motor se poate observa în figura 4.7 în care se schematizează propagarea frontului flăcării la viteze mici (fig.4.7,a) şi prin rotaţia amestecului din cilindru (fig.4.7,b).

Scânteia-20"

a)

S c ă n te ia -2 0 °

b)

Fig. 4.7. Propagarea flăcării în camera de ardere fă ră turbionare Viteza de propagare a flăcării după schema din figura 4 .7 ,a nu depăşeşte 16m/s, iar după schema b în anumite momente poate avea 45m/s. D urata fazei a treia de ardere (desăvârşirea arderii) care se desfăşoară în timpul destinderii, depinde de gradul de turbionare a gazelor la sfârşitul arderii, de compoziţia amestecului şi unghiul de avans la aprindere. Printr-o corectă organizare a procesului, această fază (şi întregul

proces de ardere) se desăvârşeşte în prima treime a cursei pistonului. O mai mare prelungire a arderii se poate produce la amestecuri sărace sau la aprinderi întârziate. 4 .3 .1 .2 . F acto rii care influenţează viteza de ard e re Compoziţia amestecului este un factor principal care determină viteza de ardere şi prin urmare şi degajarea de căldură. Temperatura maximă a ciclului şi regimul termic al pieselor de asemenea depind în mod hotărâtor de dozaj. Experienţele au stabilit, că îmbogăţirea amestecului reclamă o micşorare a unghiului de avans la aprindere, deoarece viteza de ardere în acest caz se măreşte după se vede în figura 4.8, crescând totodată viteza de degajare a căldurii şi mărimea presiunii la l°RAC. La s ă r ă c i r e a amestecului viteza de ardere 2,0 scade, provocând o scădere a V vitezei de degajare a căldurii 1,5 * ceea ce duce la creşterea 1,5). U n astfel de motor lucrează cu consumuri specifice de combustibil reduse, cu emisii neglijabile de CO şi No*, însă la sarcini mici şi la mers în gol rezultă o oarecare creştere a concentraţiei de hidrocarburi în gazele de ardere.

Pe,

flPa 1,0

_____________________________

io5o

Im

Im

~mo

sooo

7?

Fig.4.22. Curbele de consum specific constant pentru un motor de 21 cu cameră de ardere obişnuită

4.4. Arderea în motorul cu aprindere prin comprimare Arderea amestecului neomogen se deosebeşte esenţial de arderea amestecului omogen. Procesul formării amestecului şi pregătirea sa pentru aprinderea în motorul cu aprindere prin comprimare, începe din momentul injectării combustibilului în cam era de ardere, adică de la 10-40° RAC înainte de a ajunge pistonul în p.m .s.(fîg. 4.23). Tim pul desponibil pentru toate procesele de pregătire a amestecului pentru Bujie autoaprindere este foarte scurt Supapa camerei şi în motoarele cu aprindere 'separate prin comprim are aceste procese se realizează în (0,040,001)s, valorile mari flacără referindu-se la motoarele lente, ^ Cameră separată iar cele mici la motoarele rapide. Cilindru Tim pul disponibil pentru pregătirea şi formarea Fig. 4.23. Camera de ardere cu amestecului pentru aprindere aprindere prin flacără la motoarele cu carburator este de câteva ori mai mare decât la motoarele cu aprindere prin comprimare. Fazele de formare şi pregătire a amestecului pentru autoaprindere la motoarele cu aprindere prin comprimare (pulverizarea combustibilului din injector şi proiectarea sa în camera de ardere, încălzirea picăturilor şi vaporizarea lor, form area produselor intermediare de oxidare şi în fin a l, aprinderea) se suprapun în tim p una cu alta şi se prelungesc până după aprindere. în aceasta constă particularitatea şi în acelaş tim p complexitatea studierii proceselor de ardere în aceste motoare. Combustibilul injectat în cilindru ajunge în mediul comprimat şi prin urm are încălzit, aerul având în general presiuni de (3-4) M Pa şi tem peraturi de 800-1000K.

4.4.1. Factorii care influenţează întârzierea la autoaprindere Aprinderea amestecului neomogen se realizează nu de la o sursă exterioră, ci prin accelerarea reacţiilor exoterme de oxidare până la realizarea aprinderii. In principal aceasta se realizează datorită activării termice. Acest tip de aprindere poate fi obţinut prin injectarea combustibilului în aerul comprimat şi încălzit până la temperaturi ridicate. In amestecurile de compoziţie neomogenă aprinderea poate să se producă în primul rând în volumul în care concentraţia combustibilului este cea mai favorabilă ( \ < 1 ) . In afară de aceasta, concentraţia combustibilului (picăturile care se vaporizează) trebuie să ocupe cea mai favorabilă poziţie în camera de ardere, din punctul de vedere al câmpului de temperaturi pentru a se asigura o suficientă intensitate a reacţiilor de preardere şi o viteză corespunzătoare a degajării de căldură. D e asemenea trebuie ca această poziţie să permită o viteză de deplasare a picăturilor prin aerul încălzit deoarece manifestă o importantă influenţă asupra controlului (formei) câmpului de concentraţie a vaporilor de combustibil şi câmpului termic. Pe cale experimentală s-a remarcat că amestecul în spaţiul dintre picături care se găsesc la periferia jetului de combustibil nu atinge concentraţia de ardere {trece sub limita de autoaprindere a amestecurilor sărace). In zona centrală a jetului de combustibil concentraţia vaporilor de combustibil creşte deoarece picăturile se deplasează complet una lângă alta şi de aceea amestecul în acest caz depăşeşte limita de autoaprindere a amestecurilor bogate, iar temperatura în interiorul jetului de combustibil datorită vaporizării picăturilor scade, adică condiţiile devin nefavorabile autoaprinderii. Cea mai favorabilă zonă pentru autoaprindere poate fi partea exterioară a jetului de combustibil în care se deplasează cu aerul picături de diametru mic. In această parte a spaţiului camerei de ardere sfârşitul reacţiilor pregătitoare şi formarea zonelor de autoaprindere va depinde de viteza de deplasare a picăturilor şi de condiţiile schimbului de căldură cu pereţii metalici. Extremitatea jetului de combustibil ajunge în contact cu piesele puternic încălzite, ceea ce poate accelera reacţiile pregătitoare şi trecerea

spre autoaprindere. Apariţia prim elor zone de ardere provoacă ridicarea temperaturilor şi presiunilor, accelerează reacţiile pregătitoare şi trecerea spre formarea de zone de ardere în întregul volum de amestec. Procesul formării amestecului şi pregătirii sale pentru autoaprinderea în motoarele cu aprindere prin comprimare include o serie de procese intermediare şi cuprinde o perioadă determinată de timp care se num eşte perioadă de întârziere la autoaprindere. Practic, perioada de întârziere la autoaprindere se evaluează prin timpul în fracţiuni de secundă sau grade RAC de la începutul injectării combustibilului de către injector până la momentul desprinderii politropiei de ardere de politropia de compresie pe diagrama indicată ( x t , a ,). In acest timp combustibilul suferă transformări fizice şi chimice, astfel încât întârzierea la autoaprindere t , este suma a două componente, respectiv o componentă fizică x H în care se produce pulverizarea, vaporizarea şi difuzia vaporilor de aer şi o componentă chimică t fc în care se produc reacţiile de autooxidare a hidrocarburilor. Deci se poate scrie: */ = + (4.7) Durata perioadei de întârziere la autoaprindere manifestă o mare influenţă asupra procesului de ardere în ansamblu şi depinde de diverşi factori chimici, fizici şi constructivi. Factorii chimici care favorizează întârzierea x, pot fi: natura combustibilului (compoziţia chimică), concentraţia oxigenului, cantitatea de gaze reziduale, catalizatorii şi aditivii. Esenţială este influenţa naturii combustibilului. Spre exemplu, combustibilii cu conţinut mare de hiodrocarburi parafinice au cea mai mică perioada de întârziere la autoaprindere, iar combustibilii cu conţinut mare de hidrocarburi aromatice au ce amai mare întârziere x f . Calităţile combustibilului sunt apreciate prin cifra cetanică (C .C ) exprimată prin procentul în volume de cetan ( ^ 16^ 34) într-un amestec de cetan şi a-m etilnaftalenul (C 10H j CH3 ) care are aceeaşi întârziere la autoaprindere ca cea a motorinei supusă încercărilor. Se consideră că cetanul are C .C = 1 0 0 , iar a-m etilnaftalenul are C .C = 0 , iar motorinele utilizate trebuie să aibă C .C = 40-50. Aceleaşi calităţi pot fi apreciate şi prin indicele Diesel (I.D ) care

este dat de produsul dintre densitatea motorinei care caracterizează concentraţia de hidrocarburi parafmice şi conţinutul de hidrocarburi aromatice exprimat prin temperatura (f) de dizolvare a anilinei în motorină. M otorinele cu cifra mică au o mare întârziere la autoaprindere şi provoacă o funcţionare dură a motorului. M otorinele cu C .C > 5 0 deşi au avantajul unei întârzieri mici la autoaprindere nu sunt convenabile deoarece se descompun uşor, iar carbonul eliberat este expulzat din cilindru fără să fie ars, ceea ce conduce la creşterea consumului specific de combustibil. M ărirea raportului de comprimare şi aplicarea supraalimentării micşorează întârzierea la autoaprindere ceea ce se explică prin ridicarea presiunii şi temperaturii la sfârşitul comprimării. Prin supraalimentare se poate manifesta o puternică influenţă asupra micşorării întârzierii x t prin mărirea concentraţiei pe unitatea de volum a moleculelor ce participă la reacţie. Ridicarea temperaturii aerului de admisie, încălzirea combustibilului injectat, aplicarea unui sistem închis de răcire, ca şi în cazul precedent conduc la micşorarea întârzierea x t deoarece temperatura aerului la sfârşitul comprimării creşte. Construcţia camerei de ardere cu cea mai mică suprafaţă de răcire, ridicarea turaţiei, pulverizarea fină a combustibilului, accelerează reacţiile pregătitoare şi micşorează mărimea întârziereii x r Asupra întârzierii la autoaprindere manifestă o influenţă esenţială forma camerelor de turbulenţă montate la unele motoare, având zone care nu se răcesc, camerele dispuse în piston, fundul nerăcit al pistoanelor de fontă şi altele. O influen|ă mare asupra micşorării întârzierii o are de asemenea alegerea unghiului optim de avans la injecţia combustibilului. De aceea fiecărui regim şi pentru fiecare motor în funcţie de parametrii săi de bază se alege unghiul optim de avans la injecţie. Cu mărirea perioadei de avans la aprindere creşte nu numai durata injectării combustibilului corespunzătoare perioadei respective, ci şi timpul de acţiune termică asupra combustibilului deja injectat şi pulverizat în camera de ardere. Ca urmare a acţiunii termice asupra combustibilului se formează mai multe centre puternice de aprindere a amestecului. Se ajunge astfel, la dezvoltarea unor viteze mari de reacţie şi de degajare a căldurii

însoţite de importante creşteri de presiune. In general, funcţionarea m otorului capătă un caracter rigid, ceee ce manifestă o influenţă negativă asupra durabilităţii ambielajului, deşi economicitatea lui se îmbunătăţeşte într-o oarecare măsură. Evident, ar fi de dorit ca să se realizeze o durată mică a întârzierii x t. Aceasta se obţine când temperatura de începere a scindării moleculelor de combustibil care determină începutul formării reacţiilor cu flacără rece de pregătire a combustibilului pentru aprindere va avea cea mai mică valoare . In acest caz se obţin cele mai mari viteze de ardere şi arderea completă în faza următoare ceea ce este caracteristic pentru întârzieri mici la autoaprindere x f . Este foarte greu să se realizeze o bună pregătire a amestecului neom ogen pentru autoaprindere într-un timp foarte scurt şi de aceea se lucrează cu amestecuri cu coeficient mare de exces de aer (X > 1), satisfăcând cerinţele accelerării proceselor de reacţie atât în perioada pregătitoare, cât şi la ardere. Aceasta se explică prin faptul că posibilitatea de ciocnire a moleculelor de combustibil ce reacţionează cu moleculele de oxigen, pentru \ > 1 creşte şi, prin urmare, numărul centrelor de activare şi viteza de ardere de asemenea cresc. M ărirea coeficientului X poate asigura o mare intensitate a degajării de căldură în faza a treia a aprinderii şi de asemenea manifestă o mare influenţă asupra procesului de ardere propriu zisă, reducându-i durata.

4.4.2. Fazele arderii în motorul cu aprindere prin comprimare In figura 4.2 4 ,a se prezintă diagrama indicată desfăşurată, unde 1-2 este perioada de întârziere la autoaprindere, 2-3 perioada de creştere bruscă a presiunii, 3-4 perioada dezvoltării temperaturii maxime a ciclului şi apoi perioada desăvârşirii arderii din momentul atingerii temperaturii maxime a ciclului Tz până la sfârşitul arderii. In figura 4 .2 4 ,b se prezintă caracteristica de injecţie şi de degajare a căldurii. Curba i= f(a ) descrie legea de injecţie a combustibilului, curbaX=/ţ,(a) reprezintă variaţia fracţiupiulor de căldură degajată, p jnj=f3(a) arată variaţia presiunii de injecţie şi —— viteza de degajare a căldurii în funcţie de timp sau de unghiul de r o t a ţ i e i arborelui cotit.

rfmeşiec combustibil-aer

Pinj

(J 1

F ig.4.24 Fazele arderii la M AC Fazele de ardere sunt reprezentate în fracţiuni din timpul de desfăşurare a ciclului (fig.4.24,b) sau pot fi delimitate într-o d ia g ra m ă p -a în °RAC. D upă cum se vede din caracteristica variaţiei mărimilorX, —— da

căldura degajată la sfâtşitul fazei a treia este importantă, însă viteza de degajare a căldurii scade, deşi procesele se desfăşoară la temperaturile cele mai înalte, aceasta se poate explica prin înrăutăţirea contactului dintre oxigen şi combustibil sau produse de ardere incompletă care se accentuează datorită m ăririi concentraţiei gazelor inerte în amestec (azot şi produse de ardere). Paralel cu aceasta are loc şi o înrăutăţire a condiţiilor de formare a amestecului, datorită faptului că injecţia şi pulverizarea în faza a IlI-a se produc cu viteze mai scăzute şi coeficientul de exces de aer în timp este mai mic. Caracterul propagării flăcării în camera de ardere a motorului cu aprindere prin comprimare nu a fost pe deplin elucidat ca la motorul cu carburator. D e aceea este posibil să existe diferite puncte de vedere asupra descrierii fenomenelor fizice ce apar în procesul arderii amestecurilor de combustibil şi aer în motoarele cu aprindere prin comprimare. In literatura actuală privind procesul de ardere, în ansamblu se consideră, că acesta este constituit din patru faze, Această îm părţire pe faze este convenţională pentru motoarele cu aprindere prin comprimare deoarece multe aspecte ale arderii nu au fost încă studiate. Insă, deşi convenţionale, fazele procesului de ardere reflectă suficient de real fenomenele petrecute în cilindru. Cea mai completă imagine asupra procesului de ardere din motorul cu aprindere prin comprimare se poate obţine dacă la baza analizei desfăşurării fazelor se consideră factorii care au o influenţă constantă asupra proceselor ca spre exemplu legea de injecţie a combustibilului şi legea degajării căldurii, care la rândul lor determină temperatura şi presiunea ciclului. întreaga perioadă de ardere din motorul cu aprindere prin comprim are poate fi îm părţită în următoarele faze: I - fa za pregătirii zonelor de autoaprindere (întârzierea la autoaprindere); II - fa z a dezvoltării zonelor de autoaprindere şi propagării flăcării denumită şi fa za arderii rapide; III - fa z a de ardere a masei de bază a amestecului (arderea moderată);

IV - fa za arderii relativ încetinite a componentelor de amestec rămase din fa za precedentă (postarderea cu ardere în destindere); Prima fază se desfăşoară în intervalul de timp din momentul începerii reale a injectăriii combustibilului (7)până în momentul creşterii rapide de presiune (2). In decursul acestei perioade se produce pregătirea fizico-chimică a acelei părţi de combustibil care a pătruns în cilindru în acest interval de timp. Insă, viteza de degajare a căldurii în această perioadă este foarte mică şi de aceea nu se produce o creştere vizibilă a presiunii în această fază. In timpul acestei faze pătrunde în cilindru 30-40% din întreaga cantitate de combustibil pentru un ciclu (la unele motoare rapide cantitatea de combustibil injectat poate fi chiar de 100%). Durata primei faze, este de (0,002-0,006) s sau 10-30°RAC, şi determină caracterul desfăşurării fazelor următoare în funcţie de diferiţi factori. Cum se vede din figura 4.24, a şi b la sfârşitul primei faze începe procesul degajării active de căldură, adică în acest timp pregătirea formării zonelor de autoaprindere se încheie. In a doua fază se observă o foarte intensă degajare de căldură ( -------->max.) şi o creştere bruscă de presiune, corespunzătoare perioadei (23)daln această fază injecţia de combustibil continuă mărind concentraţia acestuia în amestec. La sfârşitul acestei faze, maximul vitezei de degajare a căldurii coincide practic cu maximul presiunii de ardere p z. In această fază se degajă 30-50% din întreaga căldură furnizată ciclului. In calitate de criterii de apreciere a intensităţii arderii pentru perioada a doua se consideră viteza de creştere a presiunii, obţinute ca şi la motoarele cu aprindere prin scânteie din raportul creşterii de presiune a gazelor A p pentru o perioadă oarecare a procesului, pe creşterea corespunzătoare a unghiului de rotire a arborelui cotit, adică viteza momentană W şi viteza W m , respectiv:

W =M A = 10 0 % ). Intensitatea turbionării [MPa] Pe s-a ridicat de asemenea prin 0,10 înclinarea canalului de admisie. Schemele chiulaselor, canalelor 0,66 de admisie şi de evacuare şi dispunerea supapelor se arată în 0, 6!. partea superioară a figurii 4.26. După cum se vede pentru fiecare num ăr de orificii de pulverizare rezultă o intensitate optim ă de turbionare căreia îi corespunde o presiune medie efectivă maximă. Pe m ăsura m icşorării numărului o rific iilo r de p u lv e riz a re valoarea optimă a intensităţii n turbionării creşte. La un număr de 5 orificii de pulverizare / b (curba 3) şi o construcţie a chiulasei de form a celei prezentate în figura 4 .2 6 ,a, intensitatea maximă a turbionării s-a dovedit insuficientă pentru 40 realizarea unei presiunii medii bl efective peste 0,7 M Pa. Cu Fig.4.26. Variaţia presiunii medii efective c r e ş te r e a in te n s ită ţii de în funcţie de viteza unghiulară de rotaţie turbionare, datorită utilizării a aerului, pentru un număr diferit de chiulasei prezentate în figura orijîcii de evacuare la secţiunea constantă 4 .2 6 ,b presiunea medie de a acestora. 0,742 M PA (curba 6) s-a obţinut la pulverizatoare cu patru orificii de pulverizare. In cazul unui

A

num ăr mare de orificii de pulverizare şi unei intensităţi mari de turbionare ( w =50% ), presiunea medie efectivă scade brusc (curba 1). Schimbarea turaţiei motorului influenţează asupra intensităţii m işcării de rotaţie a aerului în camera de ardere, deoarece prin aceasta se schimbă viteza şi prin urm are energia cinetică a curentului de aer în canalul de admisie şi sub supapă. Cu mărirea turaţiei arborelui cotit, intensitatea turbionării aerului în camera de ardere se măreşte şi din acest motiv la turaţii mari turbionarea creată prin orientarea tangenţială a canalului de admisie poate fi suficientă. Turbionarea suplimentară a aerului cu ajutorul supapelor de admisie ecranate în cazul turaţiilor mari poate să înrăutăţească perform anţele motorului. Prin urmare la fiecare regim de turaţie al m otorului, în funcţie de numărul orificiilor de pulverizare poate fi aleasă o intensitate optimă de rotaţie a aerului în camerele de ardere. D e aceea la definitivarea conducerii proceselor din motor trebuie să se acorde o deosebită atenţie intensităţii mişcării tangenţiale a aerului în camera de ardere. In afară de mişcarea de rotaţie axială a aerului, în timpul compresiei apare şi o mişcare radială a aerului datorită deplasării aerului din spaţiile cuprinse între chiulasă şi suprafeţele proeminente de la periferia pistonului. In camerele de ardere prezentate în figura 4 .2 6 ,a şi b energia imprimată curentului în direcţia radială este neînsemnată, ceea ce se explică prin suprafaţa mică a proeminenţelor de la periferia pistonului, caracterizată prin raportul dintre diametrul camerei de ardere d c şi diametrul cilindrului

o.

d Pentru cele două camere raportul respectiv este

= 0,75 = 0,85

aceste construcţii prezentând avantajul unei bune formări a amestecului şi unor pierderi reduse de căldură prin pereţii camerei, ceea ce asigură o înaltă economicitate a motorului. Consumul specific minim de combustibil al m otoarelor echipate cu astfel de camere este 227-241 g / k W h , iar coeficientul minim de exces de aer la limita de fum şi pentru o turbionare optimă = 1,2 -1 ,2 5 . Un alt avantaj al camerelor de ardere analizate mai sus constă în asigurarea pornirii uşoare a motorului datorită suprafeţei relative de răcire reduse. De asemenea rezultă o construcţie simplă a chiulasei, ceea ce

permite dispunerea convenabilă a supapelor. O bună formare a amestecului la aceste motoare impune presiuni mari de injecţie, deoarece energia cinetică a jetului de combustibil are o mare importanţă în realizarea pulverizării şi dispersiei combustibilului în camera de ardere. De aceea în cazul injectoarelor de tip închis presiunea de deschidere a acului este de 20-25 MPa, iar presiunea maximă de pulverizare ajunge la 40-60 M Pa. Pentru aparatura de injecţie de tipul pompă-injector presiunea maximă de injecţie atinge 120-140 MPa. Aceste presiuni mari pun aparatura de injecţie în condiţii foarte grele de funcţionare. Un dezavantaj important al camerelor de ardere analizate mai sus constă în gradientul mare de creştere a presiunii în faza arderii rapide, ajungându-se la Act

= (0 ,6 - 1 ,2 )

— şi la presiuni maxime ale ciclului ,°R A C

prea mari, respectiv p z = (8-10)

M P a. Gradientul mare de creştere a

presiunii se explică prin intensitatea ridicată a proceselor de vaporizare şi difuzie a combustibilului în masa de aer în perioada de întârziere la autoaprindere şi prin durata mare a întârzierii la autoaprindere. Pentru atenuarea funcţionării dure a motoarelor echipate cu astfel de camere de ardere se tinde să se reducă întârzierea la autoaprindere şi să se micşoreze cantitatea de combustibil injectată în această perioadă, adoptând o lege de injecţie convenabilă. In cazul utilizării unui număr mic de orificii de pulverizare se poate ajunge în situaţia, când energia imprimată curentului de aer la admisie pentru asigurarea mişcării axiale de rotaţie să fie insuficientă. Din această cauză se preferă injectoare cu număr mare de orificii de pulverizare, însă la diametre mici ale orificiilor apare riscul coxărîi rapide a acestora în exploatare. Pentru intensificarea turbionării aerului în camera de ardere, la unele construcţii se apelează la configuraţii cu adâncimi mari în piston (fig.4.25, d ,e ,f,g şi h), denumite şi camere semidivizate. In cazul camerei de ardere reprezentate în figura 4.25,c axa injectorului este puţin dezaxată fată de axa cilindrului, iar axa camerei de ardere este dispusă între axa cilindrului şi axa injectorului. Suprafaţa

afectată pragurilor de turbionare este mult mai mare în acesj^caz faţă de construcţiile din fîguile4.25, a şi b, iar raportul caracteristic = 0,615. La unele motoare de tractor se utilizează camere de ardere de tipul celei prezentate în figura 4.25, e la care raportul caracteristic este

= 0,35 - 0 ,3 7 . Jeturile de combustibil proiectate prin 4 orificii ale pulverizatorului sunt orientate spre pereţii laterali ai camerei sub muchiile secţiunii minime de intrare în cameră, care au o temperatură ridicată. Turbionarea intensă a aerului în camerele de ardere semidivizate practicate în piston se realizează prin deplasarea radială a aerului dinspre pereţii cilindrului spre centrul camerei, prin expulzarea aerului cuprins între chiulasă şi proeminenţele periferice ale pistonului. La unele construcţii de camere de ardere (fig.4.25,e) se realizează o turbionare de formă toroidală. Energia curentului de aer turbionat în acest caz va creşte cu micşorarea raportului dintre diametrul minim al intrării în camera de ardere practicată în piston şi diametrul cilindrului şi cu mărirea volumului relativ al compartimentului camerei din piston care este apreciat prin raportul dintre volumul compartimentului camerei din piston pe volumul total de la sfârşitul K». compresiei, respectiv ----K» Din aceste motive pentru camerele semidivizate practicate în piston seadoptă

d

= 0,35 - 0,75 şi

V

V

= 0,75 - 0,9. Raportul de volume——

depinde de jocul dintre muchia pistonului şi chiulasă, distanţă ce este limitată de precizia de execuţie a pieselor mecanismului bielă-manivelă şi de deform aţiile termice ale acestor piese. Prin micşorarea distanţei minime dintre muchia pistonului şi chiulasă, în acest spaţiu rămâne mai puţin aer la sfârşitul compresiei, ceea ce permite o mai bună utilizare a aerului în procesul de ardere şi micşorarea coeficientului de exces de aer. Alături de mişcarea toroidală la aceste camere se conservă şi mişcarea tangenţială de rotaţie a aerului imprimată în timpul admisiei, dar

în cazul camerei reprezentate în figura 4.25,e nu este necesară o viteză mare de rotaţie la mişcarea tangenţială. Camerele de ardere semidivizate practicate în piston asigură obţinerea unei înalte economicităţi a motorului şi puteri litrice ridicate, valorificându-se în totalitate avantajele camerelor de ardere unitare. In plus, prezenţa unor curenţi suplimentari de turbionare permite scăderea presiunii de injecţie şi micşorarea numărului de orificii de pulverizare a combustibilului. Presiunile la începutul ridicării acului injectorului în cazul utilizării camerelor semidivizate practicate în piston sunt de 15-17,5 MPa, iar numărul orificiilor de pulverizare de 2-5. Rigiditatea funcţionării motorului şi presiunile maxime ale ciclului, în cazul utilizării camerelor semidivizate practicate în piston, se micşorează, ceea ce se explică prin numărul mai mic al jeturilor de combustibil aflate în interacţiune cu curentul de aer turbionat şi prin depunerea unei părţi din combustibil pe pereţii camerei de ardere. Drept rezultat, în timpul întârzierii la autoaprindere se formează o cantitate mai mică de vapori de combustibil, iar arderea se desfăşoară treptat şi mai puţin violent. Trebuie menţionat, că în cazul camerelor de ardere semidivizate practicate în piston, formarea amestecului pe principiul distribuţiei combustibilului în volumul camerei de ardere este modificată în sensul combinării cu procedeul de formare a unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei. Cantitatea de combustibil care se depune pe pereţii camerei, depinde de tipul camerei de ardere şi de regimul de funcţionare al motorului. Form area amestecului în camera de tipul celei reprezentate în figura 4.2 5 ,g asigură o viteză mică de amestecare a combustibilului cu aerul pentru fracţiunea de amestec care este supusă reacţiilor de oxidare în timpul întârzierii la autoaprindere. Acest control al vitezei de ardere se realizează prin crearea unor zone cu amestec neîmbogăţit în vecinătatea pereţilor camerei de ardere. Pulverizatorul injectorului are două orificii şi este dispus în vecinătatea peretelui camerei, orientând o parte a jetului spre peretele învecinat al camerei de ardere. Sub acţiunea mişcării de rotaţie axială a aerului se formează o zonă inelară cu amestec supraîmbogăţit. Volumul de amestec pregătit pentru arderea rapidă se micşorează, ceea ce conduce la

scăderea vitezei de creştere a presiunii în cilindru. După apariţia flăcării se asigură o viteză suficient de mare de formare a amestecului de combustibil şi aer. La acest tip de cameră de ardere este necesară o presiune de injecţie mai mică decât la camerele reprezentate în figurile 4.25, a şi b. De asemenea energia necesară a jetului de combustibil este mai mică, ceea ce se explică prin faptul că pentru obţinerea zonei de amestec supraîmbogăţit nu este necesară o îmbunătăţire a calităţii pulverizării şi a uniformităţii distribuţiei combustibilului în volumul jetului de combustibil. Energia de injecţie trebuie să fie suficientă pentru asigurarea propagării jetului pe toată adâncimea camerei de ardere, însă nu trebuie să fie exagerată proporţia combustibilului depus pe pereţii acesteia. Economicitatea şi calităţile de pornire a motoarelor care utilizează camere de forma celei prezentate în figura 4.25,g sunt comparabile cu cele care folosesc camere de ardere de forma celor din figurile 4.2 5 ,a şi b. La formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere se tinde în principal să se reducă la minim cantitatea de combustibil care se poate vaporiza şi amesteca cu aerul în timpul întârzierii la autoaprindere. Jetul de combustibil este proiectat sub un unghi unic spre pereţii camerei de ardere, ceea ce face ca picăturile să nu fie respinse de pe suprafaţa camerei, ci să se scurgă pe pereţii acesteia, formând o peliculă subţire de 0,012-0,014 mm. Drumul jetului de combustibil de la orificiul de pulverizare până la peretele camerei trebuie să fie cât mai scurt pentru a se micşora cantitatea de combustibil vaporizat în timpul deplasării jetului prin camera de ardere. Aceste condiţii sunt satisfăcute de către camera de ardere reprezentată în figura 4.25,h. Direcţia vectorului vitezei curentului de aer, la formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil, coincide cu direcţia de deplasare a jetului de combustibil, ceea ce permite scurgerea jetului de combustibil pe pereţii camerei. In acelaşi timp, prin această măsură se diminuează vaporizarea combustibilului, deoarece se micşorează viteza relativă de mişcare dintre combustibil şi aer. La acest procedeu de formare a amestecului energia jetului de combustibil este Ec= 2 ,2 -7 ,8 J/g , adică de aproximativ două ori mai mică decât în cazul dispersiei jetului de combustibil în volumul camerei de ardere. In afară de aceasta, energia curentului de aer în mişcare este de

două ori mai mare în acest caz faţă de energia imprimată curentului la camerele cu dispunnerea combustibilului în întregul volum al camerei. In figura 4.27 este arătată influenţa formei camerei de ardere nedivizate asupra evaluării presiunii şi desfăşurării arderii în cilindru. P ic ă tu rile de p combustibil fin pulverizat tfpQ şi vaporii de combustibil rezultaţi la periferia jetului se deplasează spre centrul camerei de ardere în cazul construcţiei analizate.

C ă l d u r a necesară pentru p u l v e r i z a r e a c o m b u s tib ilu lu i e ste Fig.4 .2 7 .Influenţa form ei camerei de ardere preluată la acest tip de asupra presiunii în a procesul de ardere cameră de la piston, a cărui temperatură este menţinută în limitele a 450-610 K. O mărire în continuare a temperaturii combustibilului nu este recomandată, deoarece la contactul peliculei de combustibil cu suprafeţele puternic încălzite acesta începe să fiarbă, iar combustibilul analizat capătă forma unor bule sferice care se desprind de pereţii camerei prin vaporizare. De asemenea prin încălzirea la temperaturi mai înalte se poate produce cracarea termică a combustibilului şi formarea de cox. Din aceste motive, la mărirea temperaturii pistonului peste limitele menţionate mai sus, de exemplu în cazul supraalimentării, fundul pistonului se răceşte printr-un je t de ulei. Vaporizarea rapidă a combustibilului din pelicula depusă pe pereţii camerei este posibilă datorită deplasării aerului cu viteze relativ mari faţă de pereţii camerei de ardere. Procesul de accelerare se accentuează rapid după începerea arderii datorită transferului de căldură de la flacără la pelicula de combustibil. Combustibilul vaporizat este transportat de către curentul de aer şi arde în frontul de flacără care se propagă de la centrul camerei, unde se formează primele centre de autoaprindere, spre pereţii camerei.

Acest procedeu de formare a amestecului şi de conducere a proceselor de ardere se numeşte procedeul M. In cazul formării amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere economicitatea motorului se măreşte, consumul specific minim de combustibil fiind de 218-227 g/kWh. Prin utilizarea eficientă a aerului se ajunge la presiuni medii efective mari, spre exemplu pentru motoarele nesupraalimentate, obţinându-se valori de 0,7-0,85 MPa. In plus rigiditatea funcţionării motorului este redusă, iar presiunile maxime de ardere sunt re­ lativ scăzute. Astfel, gradientul de creştere a presiunii

Aa

la sarcina

plină a motorului are valori de 0,25-0,4 MPa/°RAC, iar presiunile maxine ale ciclului sunt de 7-7,5 MPa. Printre avantajele procedeului de formare a amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere trebuie menţionată şi posibilitatea funcţionării motorului cu diferiţi combustibili. La aceste motoare este mai dificilă pornirea la temperaturi scăzute, deoarece masa de bază a combustibilului se depune pe pereţii reci ai camerei de ardere şi vaporizarea sa se produce mai greu. De asemenea la sarcini mici şi la mersul în gol al motorului, datorită temperaturilor scăzute ale pistonului şi datorită transferului mai redus de căldură de la flacără la peliculă, procesul de vaporizare, de formare a amestecului şi de ardere devine mai dificil, ceea ce conduce la creşterea concentraţiei de substanţe poluante în gazele de evacuare. In cazul motoarelor echipate cu camere de forma celei prezentate în figura 4.25,g nu mai apar aceste perturbări ale procesului la sarcini mici, deoarece la micşorarea debitului de combustibil acesta se distribuie mai uniform şi procesul de ardere se prelungeşte. La camerele de tipul celei prezentate în figura 4.25, e de asemenea o parte din combustibil se depune pe pereţii camerei sub forma de peliculă, putându-se ajunge la depuneri de până la 35-40% din debitul pe ciclu. La aceste motoare distanţa dintre orificiile pulverizatorului şi pereţii camerei este relativ mică şi jeturile de combustibil atacă pereţii camerei sub unghiuri mici, ceea ce permite depunerea combustibilului pe pereţi şi formarea peliculei. Printre dezavantajele camerelor de ardere practicate în piston

trebuie menţionată şi înălţimea relativ mare a capului pistonului, din care cauză masa sa şi forţele de inerţie cresc, ceea ce limitează forţarea motoarelor prin creşterea turaţiei.

4.4.3.2. Camerele divizate cu cameră de preardere La motoarele cu cameră de preardere sau cu antecameră , camera de ardere se îm parte în două părţi: antecamera dispusă în chiulasă cu un volum de 0,25-0,40 din volumul de compensaţie Vc şi camera principală dispusă direct în cilindru. Antecamera are forma unui corp de revoluţie şi este legată de camera principală prin unul sau mai multe canale de secţiune redusă. D upă axa de simetrie a antecamerei se montează injectorul cu un singur pulverizator. In figura 4.28 se prezintă schema unei antecamere pentru motoare cu turaţii ridicate unde 1 este camera din cilindru, 2 antecamera şi 3 canalul de legătură. In timpul cursei de comprimare se pompeaza aerul din cilindru în antecameră prin canalele de legătură care au secţiuni reduse, respectiv 0,30,6% din A p . Datorită vitezei ridicate a curentului care pătrunde în antecam eră, atingând cu 15-20PRAC înainte de p.m .s. 230-320 m /s, viteză provocată de o cădere de presiune de 0,3-0,5 M Pa, în interiorul său apare o mişcare turbionară dezordonată care favorizează amestecarea aerului cu combustibilul injectat în antecameră printr-un pulverizator cu un singur je t, la un avans de 10-35° înainte de p .m .s. La sarcini mari nu poate arde în antecameră întreaga cantitate de combustibil injectată şi de aceea se amestecă numai cu o parte din aer. Prin arderea combustibilului temperatura şi presiunea în antecameră se măresc brusc, iar combustibilul nears şi produsele de ardere trec prin canalele de legătură în cilindru. Viteza ridicată cu care trec gazele şi restul de combustibil în cilindru, asigură condiţii favorabile de pulverizare şi amestecare a combustibilului cu aerul din cilindru. Astfel, în cilindru se produce arderea părţii principale a combustibilului. Canalele de legătură dintre antecameră şi cilindru se încălzesc puternic la trecerea gazelor arse, atingând temperatura supapelor de evacuare ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului.

P rin aceasta se reduce întârzierea la autoaprindere a combustibilului. Variaţia presiunii în antecameră şi în cilindru în funcţie de unghiul a se arată în figura 4.29. Aria secţiunilor canalelor de trecere se alege din condiţia asigurării unor viteze la intrarea şi ieşirea gazelor din a n te c a m e r ă , p e n tru c a re p ro ce se le de fo rm are a amestecului şi de ardere să fie satisfăcătoare. D in a n a l i z a particularităţilor proceselor de lu c r u în m o to a r e le cu antecameră rezultă că scopul antecamerei constă în utilizarea energiei degajate prin arderea unei părţi a cambustibilului injectat, pentru pulverizarea şi vaporizarea părţii principale a combustibilului cu ajutorul produselor de ardere care au o Fig.4.28. Cameră de ardere divizată cu înaltă temperatură. Aceasta antecameră perm ite ca presiunea de injecţie a combustibilului să fie moderată, respectiv la începutul ridicării acului injectorului presiunile sunt 8-13 MPa. Pentru ridicarea calităţii amestecării combustibilului cu aerul în cilindru este preferabil să se utilizeze antecamere cu mai multe canale de legătură şi să se monteze pe axa cilindrului. Direcţia canalelor şi curentul de amestec la ieşirea din aceste canale în cilindru, trebuie să corespundă configuraţiei spaţiului camerei de ardere din cilindru pentru a îmbunătăţi

P m

formarea amestecului. La motoarele în patru timpi, în cazul dispunerii antecamerei în acest fel, se folosesc, de obicei, patru supape mărind secţiunile de trecere a gazelor. La motoarele de autovehicule cu turaţii ridicate şi cilindri de dimensiuni mici se folosesc construcţii cu două supape şi cu antecameră plasată lateral ca în figura 4.30. Antecamerele au următoarele avantaje faţă de procedeul cu injecţie directă cu pulverizarea combustibilului în întregul volum al camerei: a) posibilitatea folosirii unor C combustibili cu proprietăţi chimice

s 1î 1s

i V

1 1l 1 1 !s

6,0

A

5,0

al

2 c

4,0 // //

3.0

/ / / id i V // // 1.0 / i i O —

»fl

\

N

F ig.4.29. Variaţia presiunii în diferite’ d®°arece combustibilul *e cilindru şi în antecameră în funcţie Pu' ver'zeazi* se v a P o riz e a z ă la de unghiul de rotaţie a manivelei t r e c e r e a p r i n c a n a l e l e a n t e c a m e r e i ; b) utilizarea raţională a aerului la coeficienţi mici de exces de aer (Xmin = 1 ,2 -1 ,2 5), rezultând presiuni medii efective convenabile (0,65-0,75 MPa); c) viteză mică de creştere a presiunii şi presiune maximă relativ scăzută în cilindru, respectiv p z=4,5-6M Pa (fără supraalimentare) datorită căderii de presiune la trecerea gazelor din antecameră în cilindru; prin aceasta se măreşte siguranţa în funcţionare a grupei cilindru-piston şi ambielajului - ^

Aa

= 0,2 - 0 ,3 - ^ P a ;

°RAC

d) o mai mică sensibilitate la schimbarea turaţiei motorului datorită unor curenţi turbionari puternici şi efectul termic asigurat prin nerăcirea unor zone ale antecamerei. e) posibilitatea utilizării injectoarelor cu ştifturi (cu un singur jet) şi presiuni de injecţie scăzute (8-13 M Pa), datorită sensibilităţii scăzute a procesului de funcţionare a motorului în funcţie de calitatea pulverizării

Fig. 4.30. Dispunerea asimetrică a antecamerei » combustibilului; f) concentraţie scăzută a substanţelor nocive în gazele de evacuare; Alături de aceste avantaje, antecamerele au şi următoarele dezavantaje: a) pornire grea a motorului, îndeosebi la temperaturi scăzute, datorită suprafeţei relativ mari a camerei de ardere ( — ) şi pulverizării necores­ punzătoare a combustibilului, motiv pentru care sunt necesare rapoarte mari de comprimare respectiv (e —20-21)', b) consum specific relativ ridicat (262-304 g/kW h) datorită pierderilor mari de căldură prin pereţii antecamerei şi pierderilor de energie la învingerea rezistenţelor gazodinamice la trecerea gazelor din cilindru în antecameră şi înapoi; c) construcţie complicată a chiulasei. Pentru îmbunătăţirea calităţii de pornire a motoarelor cu antecameră, în afară de faptul că se folosesc rapoarte mari de compresie, în antecameră se montează bujii incandescente ce se conectează la pornire. Calităţi superioare ale formării amestecului, fară cheltuieli exagerate de energie pentru turbionare, se pot obţine printr-o alegere corespunzătoare a raportului dintre volumul şi forma antecamerei şi a camerei de ardere principale, precum şi a secţiunii canalelor de legătură dintre ele.

A ria relativă a secţiunii canalelor de legătură dintre antecam eră şi camera principală, pe aria capului pistonului, pentru motoarele existente, este: £

fx

i

...

100

A

1 400

Pentru determinarea secţiunilor canalelor de legătură se folosesc în general formule empirice. D in analiza fenomenelor la trecerea aerului în antecameră în tim pul compresiei, s-a stabilit următoarea formulă a secţiunii canalului de legătură:

f unde:

A W

1

S

= — • / V r> ° *

\i 7 0 0 + 50 e

[cm2]

*

(4 .1 1 )

A p şi W m - suprafaţa pistonului (cm2) şi viteza medie a pistonului (m/s);

K

8 k = ------ volumul relativ al antecamerei; vc

Vk - volumul antecamerei; fi = 0 ,5 -0 ,8 - coeficientul de debit al canalelor de legătură; e - raportul de comprimare; Cercetările experimentale ale motoarelor cu antecameră au condus la stabilirea urm ătorului raport care caracterizează nivelul energetic de turbionare a aerului în antecameră:

Z 3 SO ffizli!

(4.12)

Vh-e-62-n unde:

Z = 70-80 mm 2s/l şi reprezintă o mărime ce caracterizează combinarea param etrilor pentru condiţii optime de funcţionare a motorului; f - aria secţiunii de trecere a canalelor de legătură (mm2); Vh - cilindreea (/); n - turaţia motorului în rot/min.

4 .4 .3 .3 . C am erele divizate cu cam eră în vârtej La motoarele de autovehicule de mică putere se folosesc camere divizate cu camere de turbulenţă la care formarea amestecului se realizează printr-o turbionare intensă a curentutlui de aer, combustibilul fiind injectat printr-un singur pulverizator de secţiune normală de trecere şi folosind presiuni de injecţie de 0,8-1,3 MPa. In ultimii ani, însă, la aceste motoare mici a găsit o anumită aplicare şi procedeul cu injecţie directă cu turbulenţă intensivă. La motoarele cu cameră de turbulenţă, camera de ardere este constituită din două părţi: camera de turbulenţă de formă sferică, dispusă în chiulasă sau în blocul cilindrilor şi camera principală din cilindru. Ambele camere sunt legate între ele prin unul sau mai multe canale (maximum trei) cu secţiuni mari de trecere având direcţie tangenţială la peretele interior al camerei de turbulenţă cum se arată în figura 4.31. Prin dispunerea camerei de turbulenţă în chiulasă canalul de legătură este înclinat fată de capul pistonului pentru a se favoriza amestecarea combustibilului nears cu aerul din cilindru. Volumul camerei de turbulenţă este de 0 ,4 -0 ,6 din volumul total al camerei de ardere Vc. Combustibilul se injectează în camera de turbulenţă. Procesul de lucru în motorul cu cameră de turbulenţă se desfăşoară în felul următor: aerului i se imprimă trecând din cilindru în camera de turbulenţă în timpul cursei de compresie o mişcare de rotaţie datorită intrării tangenţiale, mişcare care asigură o perfectă amestecare a combustibilului injectat cu aerul pătruns în camera de turbulenţă. Prin arderea unei părţi de combustibil se măreşte presiunea în camera de turbulenţă ceea ce provoacă trecerea gazelor arse şi combustibilului nears, din camera de turbulenţă în cilindru unde se continuă şi se desăvârşeşte arderea. Prin urmare, camera de turbulenţă are rolul de a crea o mişcare organizată a aerului pentru a asigura o bună amestecare a sa cu combustibilul. La unele motoare cu cameră de turbulenţă canalul de legătură se dispune într-o zonă nerăcită. In acest fel se încălzeşte aerul din camera de turbulenţă, se micşorează întârzierea la autoaprindere, se favorizează vaporizarea fracţiunilor grele de combustibil şi se asigură o mare stabilitate

C)

F ig.4.31. Camera de ardere cu cameră separată de vârtej a desfăşurării proceselor de funcţionare a motorului la variaţia sarcinii şi turaţiei motorului. La mărirea turaţie motorului viteza de rotaţie a curentului de aer în camera de turbulenţă creşte, ceea ce îmbunătăţeşte formarea amestecului şi asigură stabilitatea procesului de funcţionare a motorului. M otoarele cu cameră de turbulenţă se disting printr-o înaltă calitate a form ării aamestecului, ceea ce permite o bună funcţionare cu coeficienţi mici de exces de aer (X = 1 ,3 -1 ,4 ), iar Xmin= 1,15-1,25 mărindu-se prin aceasta presiunea medie efectivă la motoarele fără supraalimentare până la 0,7-0,85 MPa. Procedeul de formare a amestecului cu cameră de turbulenţă are

următoarele avantaje: - posibilităţi de aplicare pe motoare cu turaţii ridicate şi cu dimensiuni mici ale cilindrilor; - siguranţă în funcţionarea aparaturii de injecţie la presiuni mici, presiunile la deschiderea acului injectorului fiind 12,5-15 M Pa şi posibilitatea utilizării pulverizatoarelor simple cu un singur jet; - rigiditate mică în funcţionare ( - ^ ^ = 0 ,2 5 - 0 ,4

Aa

şi pre-

°RAC

siuni de ardere moderate (p2 = 6-7 MPa), ceea ce asigură condiţii favorabile de funcţionare pentru ambielaj; - stabilitate în desfăşurarea proceselor la schimbarea regimului de turaţie şi sarcină; - posibilitatea funcţionării motorului la coeficienţi mici de exces de aer şi presiuni medii efective mari (pe = 0,7-0,85 MPa); - sensibilitate redusă la calitatea combustibilului folosit datorită prezenţei zonei nerăcite a camerei de turbulenţă şi mişcării organizate a aerului. Deficienţele acestui procedeu sunt: - consum specific de combustibil ridicat (255-290 g/kW h) datorită suprafeţei mari de răcire a camerei de ardere şi pierderilor mărite de căldură favorizate de turbionarea intensă a gazelor în camera de turbulenţă, în canalul de legătură şi în cilindru; - calităţi scăzute de pornire datorite unei pulverizări grosolane a combustibilului printr-un singur orificiu, la presiuni de injecţie relativ scăzute; - construcţie complicată a chiulasei sau blocului provocată de prezenţa camerei de turbionare; - supraîncălzire locală a capului pistonului în zona de ieşire a gazelor din canalul de legătură. Pentru îmbunătăţirea calităţilor de pornire a acestor motoare se folosesc rapoarte mari de comprimare (e =17-20) şi se utilizează bujii incandescente montate în camera de turbulenţă, conectate în perioada pornirii motorului. Cea mai largă răspândire a obţinut-o dispunerea camerei de

turbulenjă în chiulasă (figura 4 .3 1 ,a şi b), In acest caz, însă, este necesară o oarecare micşorare a secţiunilor de trecere la supape. In cazul dispunerii camerei de turbulenţă în blocul cilindrilor (fig.4.31,c) canalul de legătură se construieşte, în aşa fel, încât spre sfârşitul cursei de comprimare pistonul să închidă parţial acest canal, pentru ca în perioada injectării combustibilului viteza de intrare a aerului în camera de turbulenţă să se mărească, spre a se îmbunătăţi formarea amestecului. Intensitatea turbulenţei în camera de turbulenţă se evaluează prin raportul de vârtej care are următoarea expresie: Qc = — o

(4.13)

Acest raport arată de câte ori este mai mare viteza unghiulară de rotaţie a aerului în cameră w k , faţă de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit. Cercetările experimentale au arătat că cele mai bune condiţii de formare a amestecului Ia motoarele cu cam eră de turbulenţă sunt caracterizate de valori ale raportului de vârtej Q c = 2 4 - 4 0 . Astfel, dacă se admit valori optime pentru Q c, se dă raportul volum elor cam erilor b k şi se realizează constructiv forma camerei şi canalului de legătură, atunci pentru coeficienţi de debit fi = 0 ,7-0 ,8 poate fi determinată secţiunea de trecere a canalului de legătură. Această secţiune a canalului este de obicei 0,8-2,7% din aria pistonului. In camera de vârtej viteza aerului are valori maxime de 100200m /s pentru majoritatea m otoarelor şi se atinge la aproximativ 40°RAC înainte de p .m .s ., când raportul dintre presiunea din cilindru şi presiunea din camera de turbulenţă este de 0,92-0,97. La alegerea param etrilor sistemului de turbulenţă, se are în vedere, că formarea amestecului şi arderea se desfăşoară în condiţii optime în cazul când aerul introdus în camera de turbulenţă efectuează o rotaţie completă în timpul întârzierii la autoaprindere a combustibilului. Aceste condiţii corespund urm ătorului raport de vârtej: (4.14)

unde a t - unghiul de rotaţie a arborelui cotit corespunzător întârzierii la autoaprindere a combustibilului, în grade RAC. In acest fel, combustibilul injectat în camera de turbulenţă în perioada întârzierii la autoaprindere se dispersează în întregul volum al aerului ce se roteşte în cam eră, iar ultima parte de combustibil se injectează in zona flăcării combustibilului aprins.

4.4.3.4. Analiza comparativă a camerelor de ardere ale motoarelor cu aprindere prin comprimare După cum s-a arătat în figura 4.25 există multiple posibilităţi de realizare a camerelor de ardere unitare. O mare varitate de soluţii constructive există şi în cazul camerelor de ardere compartimentate, câteva dintre cele mai reprezentative fiind reprezentate în figura 4.32. D in analizele prezentate mai sus rezultă că se pot realiza înalte perform anţe de putere, respectiv presiuni medii efective ridicate, în cazul oricărei camere de ardere, dacă se prevăd măsuri de conducere cu rigurozitate a procesului de formare a amestecului şi de ardere. Presiuni medii efective puţin inferioare se obţin la motoarele cu antecameră din cauza pierderilor termice şi gazodinamice mai mari cer însoţesc procesele de comprim are şi de ardere. D in punctul de vedere al rezervelor pentru forţarea motoarelor prin supraalimentare, cele mai puţin convenabile sunt cele cu camere divizate, deoarece la creşterea presiunilor în cilindru cresc pierderile termice şi gazodinamice. D in punctul de vedere al economicităţii cele mai bine situate sunt motoarele cu cameră unitară la care nu apar pierderi gazodinamice im portante la transferul gazelor în diverse zone ale camerei şi au suprafeţele relative de răcire cele mai mici, deci pierderi de căldură minime. Din aceste motive se întreprind intense cercetări pentru realizarea unor motoare cu injecţie directă chiar pentru autoturisme. Un exemplu în acest sens este motorul a cărui cameră de ardere este prezentată în figura 4.25,h. Acest motor utilizează procedeul de formare a amestecului M şi a dezvoltat 44kW la 4200 rot/m in., utilizând un raport de comprimare

F ig.4.32 Schemele unor camere de ardere divizate: a-d - cu cameră de turbulenţă; e-g - cu antecameră e = 17,8. Consumul specific minim a fost 245g/kW h. Viteza de creştere a presiunii a fost de 0,36M Pa/°RAC, iar presiunea maximă de ardere 8 MPa. Acest m otor s-a comportat foarte bine în cazul forţării prin supraalim entare, procesele de ardere putând fi controlate în condiţii şi mai bune. La motoarele cu camere de ardere unitare calităţile de pornire sunt

mai bune decât la motoarele cu camere compartimentate. Sarcinile dinamice la care sunt supuse piesele mecanismului bielămanivelă şi nivelul zgomotului în funcţionare sunt mai mici în cazul motoarelor cu camere de ardere compartimentate, acestea comportându-se bine şi la regimuri tranzitorii de funcţionare, la înrăutăţirea calităţii com bustibilului, la scăderea presiunii de injecţie. In cazul camerelor de ardere compartimentate rezultă concentraţii mai mici ale substanţelor nocive în gazele de ardere faţă de nivelul concentraţiei acestora la motoarele cu injecţie directă.

4.5 Termodinamica proceselor de ardere din motoare Căldură care se degajă prin arderea amestecului de combustibil şi aer în cilindrul motorului este utilizată pentru ridicarea temperaturii mediului de lucru şi pentru producerea de lucru mecanic de destindere. O parte din căldură se transferă prin pereţii cilindrului spre mediul de răcire atât în timpul arderii, cât şi în timpul destinderii. Trebuie avut în vedere, că procesul de ardere se desfăşoară pe o durată apreciabilă din timpul destinderii, iar o parte din căldura degajată prin ardere este absorbită de către procesele de disociere a produselor de ardere, fenomene ce au o amploare considerabilă la temperaturi de peste 2000 K. In timpul destinderii, pe măsură ce temperatura gazelor scade, se produce reasocierea moleculelor rezultate prin disociere, fenomene ce sunt însoţite de degajare de căldură, dar transformarea acesteia în lucrul mecanic util este ineficientă deoarece gradul de destindere din acel moment p m i este foarte mic. Variaţia căldurii degajate în timpul arderii (X) raportată la căldura totală furnizată prin ardere (Q) se poate scrie sub forma următoare:

Q

(5.15)

unde A U este variaţia energiei interne. In figura 4.33 se prezintă variaţia căldurii degajate în funcţie de volum pe cursa de destindere. Pe măsura dezvoltării procesului de ardere raportul X creşte şi în

cazul când nu apar pierderi de răcire sau la ------- i---------------- y— reacţiile de disociere şi reasociere, Vr, 'li valoarea raportului X putând atinge 75 - " if!/ 1 ' valoarea maximă de 100 %, adică Xx = Q 50 ~ 1 1 » 1 1 ** (curba 1 din figura 4.33). 25 1 Curba reală (2) de variaţie a 1 1 raportulu (X) este inferioară celei ideale Vx Vc+V, datorită transferului de căldură prin pereţi. In evoluţia acestei curbe se atinge un maximum când se ajunge la egalarea Fig.4.33. Variaţia căldurii vitezei de degajare a căldurii cu fluxul degajate în funcţie de volum căldurii transferate prin pereţi, după care se observă o scădere a raportului Xx deoarece prevalează transferul de căldură. Segmentul A q reprezintă căldura transferată prin pereţii cilindrului şi neeliberată prin ardere datorită disocierii sau arderii incomplete. Pentru coeficienţi de exces de aer supraunitari căldura furnizată prin arderea a 1 kg combustibil va fi: Q = Q, (4.16) unde Qt - puterea calorică inferioară a combustibilului. Pentru coeficienţi de exces de aer subunitari, căldura furnizată prin arderea a. \ kg combustibil se poate exprima prin relaţia următoare: (4.17) o - o , - (A Q icb iar: (Q )ch = *ii' Vv)'n 30t

(7.25)

p m - reprezintă presiunea medie a rezistenţelor proprii care conform definiţiei poate fi exprimată prin relaţia: Pm = P f + Pant + Pp

(7 -26)

aici:

Pr - presiunea medie de frecare; Pant ‘ presiunea medie de antrenare a organelor auxiliare; pp - presiunea medie de pompaj. Determinarea pierderilor mecanice pe cale experimentală se face prin trei metode: ridicarea diagramei indicate, antrenarea forţată a motorului şi exclderea succesivă din funcţiune a cilindrilor. In dependenţă de metoda folosită la determinarea pierderilor mecanice sunt trasate curbele puterii indicate ( P)), puterii efective ( P e), Pe puterii pierderilor mecanice ( P m) şi randamentului mecanic (T1m = — ) în W funcţie de turaţia sau sarcina motorului (fig.7.26). Asupra randamentului mecanic rim o influenţă deosebită o manifestă turaţia şi sarcina motorului. In condiţiile caracteristicii de sarcină randamentul mecanic cu sporirea sarcinii creşte de la zero până la o valoare nominală. In funcţie de turaţie pierderile mecanice cresc după o lege exponenţială atât la MAS, cât şi la MAC, care pot fi exprimate prin relaţia: p m - a + b-Wp , unde Wp este viteza medie a pistonului iar a şi b coeficienţi ce caracterizează creşterea forţelor de inerţie a maselor nebalansate, forţelor de frecare în palierele arborelui cotit şi de distribuţie. Ca urm are odată cu creşterea turaţiei randamentul mecanic scade (fig.7.26,b). In cazul în care puterea indicată este complet utilizată numai pentru învingerea rezistenţelor proprii ale motorului, turaţia se numeşte turaţie de ambalare a m otorului(Pe = 0 ; P , = P m). In acest regim funcţionarea de durată a motorului este nedorită.

Pierderile de frecare depind şi de condiţiile de u n g e re . 5 b Tm Pm Utilizarea unui ulei prea v â s c o s s p o r e ş t e presiunea medie p f \ în acelaşi sens nP£ t max acţionează şi im ax un ulei puţin Fig. 7.26. Variaţia pierderilor mecanice şi a indicilor ciclului şi motorului în funcţie de turaţie v â s c o s , deoarece pelicula de ulei are o capacitate portantă mai redusă, poate fi întreruptă, epuizată din contactul suprafeţelor şi permite apariţia frecării limită.

7.3.4. Caracteristici de toxicitate Caracteristicile de toxicitate reprezintă dependenţa componenţilor nocivi din gazele de ardere în funcţie de parametrii de lucru ai motorului (fig. 7.27). NOx, mg/i

LUX

CmHn mg/i

10

0,6.

C0, S02 b

m mg/t

mg/i

"

\ \

NtOs j /

8 6 4318+-l-=0,441- kmo1 114 kg.comb Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete pentru A5 3 7 2 0 ( 0 ,4 3 1 8 + — —

)(1 0 ,0 6 5 ) K ' ++U.UOO)

=(20,61 +27,23-10'4

t

—X rimY-' ^ 'X "

*1,058 Tz Tz = 2945 K

' Y

& t ^

+f r

/

35- j ^ ^ /

Presiunea la sfârşitul arderii se calculează cu relaţia: Pz = P o V - ~ = 1 2 , 8 -10® -1,0 5 8 - ^ 10 ia )

= 5 5 ,4 -1 0 5

4

m

Ţinând cont de rotunjirea diagramei: Pz = O / P , = 0 , 9 5 5 5 , 4 - 1 0 5 = 5 2 - 1 0 5 r tr Coeficientul ®z se alege din tabelul 4. Gradul de creştere a presiunii va fi:

,

. f t . 55,4-10 8 . 4 33 P„

12,8-10'

Valorile calculate se compară cu cele existente în tabelele 4 şi 5.

,,

Destinderea. Se adoptă coificientul politropic al destinderii n2 =1,25 (tabelul 4). Presiunea la sfârşitul destinderii rezultă: _ P L = 55,4-105 = 3

1q5 JV

81,25

b

m2

Temperatura la sfârşitul destinderii va fi:

e"*-'

2945 = 1751 K 81,26"1

Valorile calculate trebuie să se compare cu cele din tabelul 8 . Parametrii principali ai motorului. Se adoptă următoarele valori pentru: - coeficientul de rotunjire a diagramei: |i,.= 0 ,9 6 (tab.4) - randamentul mecanic: T |m = 0 ,8 (tab.6.2) Presiunea medie a ciclului teoretic se obţine din relaţia:

O

Pi =

/ n Pc 1Pi = e -1 /72-1 «i*-i . C \ 12,8-10 5 4,33 ( 8 -1 1,25-1 V y

1-

n «-1

„ "r1

= 10,15*10 5 8 1-25' 1) 1,34-1 (

PrVr'Pi = 0,95-10,15-105 = 9,64-105

81,34"1

m

Randamentul indicat al motorului este:

„ = P0i \ v-Qi

. 8>314. 9,64-1060 ,441 '293 = 0 3 2 2 1,02-105-0,75443500

Presiunea medie efectivă rezultă:

p e = T\m'Pj = 0,8-9,64-105 = 7.712-105

N_ m2

Randamentul efectiv al motorului va fi:

= W , = 0,8-0,322 = 0,258 Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relaţia:

_ 38000 = 9e

3800 = 3?0 g 0,26843500 kW h

rioQ t

Valorile calculate se vor compara cu cele existente în tabelele 6.2 şi 6.3. D im ensiunL fundam entale ale m otorului. Se adoptă raportul cursă-alezaj: © = — =0,9 (tab.9) Capacitatea cilindrică necesară va fi: _ 1 20000p„ =

120000-59

pen l

7,712-56004

h

_ Q41 y

Se determină alezajul şi cursa: 3

D =

4V h

3

rc •©

N 3,14-0,9

4 ~°’41

= 0,834 dm = 83,4 mm

S = ®-D = 0,9-83,4 = 75 mm Viteza medie a pistonului este: Wm =

m

30

= 1 4 — (se compară cu valorile din tabelul 9). 3 K

Cilindreea totală a motorului rezultă:

Vt = I Vh = 4-0,41 = 1,64 / Puterea litrică a motorului va fi: P , = —- = = 35,97 (se compară cu valorile din V 1 64 / tabelul 6) f ’ D iag ram a indicată. Cu valorile obţinute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p - V (fîg.2). In acest sistem de coordonate, cu scările alese deliberat, se trasează mai

întâi diagram a ciclului teoretic. Se calculează: Volumul la sfârşitul cursei de admisie:

= Vh - ~ - = 0.41 - ^ r = °-47 dm3 e-i

3 -1

Volumul la sfârşitul compresiei: ' Vo = — e

=

8

= 0 .0 5 9 dm3

Se plasează în sistemul de coordonate indicat, punctele a, c, z, b. Se trasează izocorele Vb = Vz Vc = VM, izobara de admisie p a = const şi izobara de evacuare p r= const. Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte, utilizând ecuaţia:

unde Vx este o valoare curentă a volumului, iap p x presiunea corespunzătoare valorii Vx ales. Politropa destinderii zb se trasează analog, utilizând ecuaţia:

Rezultatele calculelor sunt reunite în tabelul 2. Tabelul 2

Vx idm 3r

0,1

0,2

0,3

0,4

Politropa ac px 105 N /m 2

7,17

2,5

1,82

0,99

Politropa zb px 10.5 N /m A2

28,65

12.04

7,25

5,06

Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei:

- unghiul de avans la aprindere a s = 30°RAC - unghiul de avans la deschiderea evacuării a av = 60°RAC - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei Xb = —— (tabelul 6) 3,6 Poziţia punctului c’ se determină de cursa pistonuluiXs corespunzătoare unghiului de avans la aprindere:

(1 - c o s a j )+ — (1 - c o s 2 a s) 4

rezultă: Xs =6,32

mm

Poziţia punctului c ” este determinată de presiunea în acest punct:

Pe» = (1 ,1 5 -1 ,2 5 ) pc = 1 ,2 p c = 15,36-105

N m£

Poziţia punctului b ’ este determinată de cursa p isto n u lu i* ^ corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării: x*v = 2 (1 -C » ş a ev) - - p ( 1 - C 0 S 2 a J rezultă: x m - 1 4 ,8 4

mm

Poziţia punctului a este determinată de presiunea în punctul a': Pa ~ \ ( P a + P .) = | ( 0 , 8 +3,3)-103 = 2,05*105

m‘

D iagram a indicată este prezentată în figura 2.

Calculul termic al unui motor cu aprindere prin comprimare In cele ce urmează se prezintă un calcul termic efectuat după metoda propusă, motorul având următoarele caracteristici: puterea nominală P n = 55 C .P. (40,48 kW); turaţia nominală n n=4500 rot/m in şi numărul de cilindri i= 4 . Alegerea parametrilor iniţiali. O serie de valori preliminare necesare calculului se aleg pe baza datelor existente în literatura de

Fig.2. Diagrama indicată calculată pentru MAS

specialitate, cât şi pe baza construcţiilor existente (vezi tabelele din prezenta anexă). - temperatura iniţială: T0 —293K; - presiunea iniţială p 0 = 1 ,0 2 105 N /m 2; - temperatura gazelor reziduale: Tr = 900°C; - presiunea gazelor reziduale p r = 1,1 105 n/m 2 - coeficientul de exces de aer X = 1,25;

- raportul de comprimare e = 21 . Parametrii procesului de schimbare a

gazelor. Se adoptă următoarele mărimi (tabelul 4) presiunea la sfârşitul admisiei p ,= 0 ,8 6 lO’N/m 2 preîncălzirea amestecului AT = 15 coeficientul de postumplere *>p= 1 .1 4 Se calculează în continuare coeficientul gazelor reziduale: „ To + A t Pr = 293 + 15 1,1 -10® = 0 01 Tr e.-pa\ p- p r 900 (210,86-1,14 - 1,1)10® Temperatura la sfârşitul admisiei va fi:

T = T° + iiT + V rTr _ 293+15+0,019-900 _ 3 ig R 1 +yr 1+0,019 Coeficientul de umplere rezultă: „

_ P * To.

e

.

VP

p 0 Ta e-1 1 +yr

0,8610® -293 21 1,14 = 0,9 1,02-10®-319 20 1+0,019

Valorile calculate se vor compara cu cele din tabelele 6 şi 8 . procesului de comprimare Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare valoarea = 1 ,3 5 . Presiunea la sfârşitul comprimării rezultă:

Parametrii

p c=pa-e/’1=0,86-10®-211,35=52-10® — m2 Temperatura la sfârşitul comprimării va fi:

T0 = T /e"1 1 = 319-2135-1 = 926 K Valorile calculate se vor compara cu cele din tabelul 8 . Parametrii procesului de ardere. Conform tabelului 7 se adoptă urm ătoarea compoziţie a motorinei: c= 0 ,8 5 7 kg; h = 0 ,1 3 3 k g ; o = 0 ,0 1 0 kg; şi având puterea calorică inferioară O ,=41868 kJ/kg. Se mai adoptă conform recomandărilor din tabelul 4 şi 5: - coeficientul de utilizare a căldurii £ = 0 ,7 5 ;

- coeficientul de creştere a presiunii n = 1 ,3 ; Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează cu

/

-

^nln

1 ( G .h _o_) _ 1 (0,857 0,133 0,21 ( 12 4 3 2 ) 0,21 v 12 4

O o o

relaţia:

0,010 )1_ n 0 A 9 6 kmo1 ^ 32 J J kg.comb

Cantitatea reală de aer necesară arderii combustibilului este:

L^X-L m " = 1,25 0 ,4 9 6 = 0,62

kg.comb

Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete

eSt6: H. - —

0.62 . 12

4

l ----------------------- m

4

32

* nc

--------------- '. 0 5

Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete rezultă:

u = v,°+y' = 1.05+P;019 = 1 Q4 Q ' 1+y, 1+0,019 Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial este:

kJ C ' = 20+17,4-10-3T c = 20 = 17,4-10'3-926 = 36 , M ° km ol K Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru A>1 este:

* ( - Î M *15,5)-10 ' 7-, .2 7 ,3 6 .2 6 ,5 4 -1 0 ‘ T, 1,2 5

1,25

Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie:

— i Ş — + (CpV+Rmii) Tc = (C " + f lJ W rr A i-mlnv +Y J

0,7541868 +(36+8,314-1,31) -926 = (0,496-1,25-1,019) (8,314+27,36+26,54-10-4-7>1,049Tz Tz =2148,5 K Presiunea la sfârşitul arderii se calculează cu relaţia: p z = p z, =7t -pc = 1,3-52*105=67,6-105 nrr Valorile calculate se compară cu cele existente în tabelele 4 şi 5. Gradul de destindere prealabilă se calculează din raportul:

9

= Y* - R . I l - 1,049,2148,5 = 1 8? Vc n Tc 1,3 926

D estinderea. Se adoptă coeficientul politropic al destinderiin2 = 1,25. Gradul de destindere va fi: Vb

e

21

Vx

p

1,87

=

11,22

Presiunea la sfârşitul destinderii rezultă:

p

Pz. = 67,6-105 22i ,25 = 3 29--I05 J L 6^

11

mz

Temperatura la sfârşitul destinderii va fi:

T =J L 6 ^ -1

=

2148,5

= 1174 K

1 1 ,221,25"1

Valorile calculate trebuie să se compare cu cele din tabelul 8 . P a ra m e trii p rincipali ai m o to ru lu i. Se adoptă următoarele valori pentru: - coeficientul de rotunjire a diagramei: |if = 0 ,9 4 - randamentul mecanic: rim = 0,8 (tab.9) Presiunea medie a ciclului teoretic se obţine din relaţia:

/ _ 52-10® 21 -1

'

= @»55-105 Presiunea medie indicată va fi:

PrV’r'Pi = 0,94-9,55-10® = 8,97-10®

m

rtr

Randamentul indicat al motorului este:

117

= RuPî M' T° - Q3u PikLninT° = e311 1.250,496-293-8,97-10S. "p0i\v-O, ’ P0r\vQ, ’ 0,9-105-1,0241868 = 0,35 Presiunea medie efectivă rezultă:

Pe = tlm'Pi = 0,8-8,97-105 = 7,17-105- ^ mr Randamentul efectiv al motorului va fi:

ti* = ti „,11/ = 0,80,35 = 0,28 Valorile calculate se compară cu cele din tabelele 5, 6 şi 9. Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relaţia: te

.36000 _

neQ,

3600 _ Q 3 kg = 3Qg g 0,2841868 ’ kwh kWh

Dim ensiuni^ fu ndam entale ale m o to rului. Se adoptă raportul cursă-alezaj: = — =1,07 (tabelul 9) Capacitatea cilindrică necesară va fi: v

= 120000 p n =

1 2 0 0 0 0 4 0 ,4 8

Pe n l

7 ,1 7 4 5 0 0 4 - 1 05

h

= 0 3 76 ,

Se determină alezajul şi cursa: 3

4K

3

n

\ 3,14-1,07

.= 0,765 c/m = 76,5 mm

S = #-D = 1,07-76,5 = 8 2 mm Viteza medie a pistonului este:

u/ S-n = — 0 ,0 7 6 5 4 5 0 0 = 11,41 ■*■*'a* — m (se / compara- cu valorile i i W m = ---------------------

30

30

s

din tabelul pag.41). Cilindreea totală a motorului rezultă:

Vt = i-Vh = 4-0,376 = 1,504 / Puterea litrică a motorului va fi:

p _ p n _ 4S.48 _

kW

~v,~ T 5 o 5 "

T

D iag ram a indicată. Cu valorile obţinute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p - V (fig.3). In sistemul de coordonate ales se plasează punctele a ,c ,z ’,z ,b şi printr-un procedeu analog celui expus pentru MAS se trasează curbele corespunzătoare. In tabelul 3 sunt calculate punctele prin care se trasează politropele de comprimare şi de destindere pentru motorul cu aprindere prin comprimare calculat. Tabelul 3 V . [dm3[

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

Politropa ac p„ 105 N /m 2

13,76

5,4

3,12

2,11

1,56

1,22

0,99

Politropa zb px 10.5 N /m A2

40,21

16,9

10,1

7,1

5,37

4,28

3,53

Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei: - unghiul de avans la aprindere a #=35°RAC - unghiul de avans la deschiderea evacuării a ay= 4 0 cRAC

Fig.3. Diagrama indicată calculată pentru M AC

Valori ale parametrilor şi indicilor necesari calculului termic. In tabelele următoare sunt prezentate concentrat valorile limită dintre care se pot alege mărimi sau între care trebuie să se încadreze unele valori calculate. In tabelul 4 sunt date valorile param etrilor iniţiali şi ale celor necesari procesului de schimbare a gazelor. Tabelul 4

Parametrul

MAS

MAC

Denumirea parametrului

T „[K ] PolO5 [N/m2]

293

293

Temperatura iniţială

1,02

1,02

900-1000 700-900 T r [K] pr10'5[N /m 2] 1,05-1,25 1,05-1,25

Presiunea gazelor reziduale

X

0,85-1,0

€

7,5-11

14-23

Raportul de comprimare

pa1 0 5[N /m 2]

0,7-0,9

0,85-0,93

Presiunea la sfârşitul admisiei

.....

1,25-2,25

Presiunea iniţială Temperatura gazelor reziduale Coeficientul de exces de aer

AT [K]

15-40

10-25

Preâncălzirea amestecului

"p

1,05-1,2

1,05-1,2

Coeficientul de postardere

1,32-1,39

1,36-1,4

Exponentul politropic de compresie

n,

n2 5

1,23-1,30 1,18-1,28 Exponentul politropic al destinderii 0,85-0,95 0,75-0,90 Coeficientul de utilizare a căldurii

Mr

0,94-0,98 0,94-0,98

X

2,85-4,50

1,3-2,5

Coeficientul de creştere a presiunii

**

0,75-0,85

-

Coeficientul de corecţie a presiunii

Coeficientul de rotunjire a diagramei

In tabelul 5 sunt prezentaţi unii parametri caracteristici ai M AC în funcţie de tipul camerei de ardere.

Tabelul 5 Parametrul

Camera de ardere unitară

X £ n jro t/m in ] gc [g/kWh] Pl10'5[N/m 2] PmaxlO'5 [N/m2] 7T

1,5-1 ,6 (2,25) 14-17 1800-300 220-245 6 .5-7,5 65-85(90) 1.5-2,5

Camere de ardere divizate Cameră de turbulenţă

Antecamera

1,3-1,4 16-19 3500-4500 235-260 5.5-7,2 55-70 1 . 6 - 1,8

1,25-1,3 19-23 3500-5000 260-285 5 = 6 ,0 -8 ,0 45-65 1,3-1 ,6

In tabelul 6 sunt prezentate valori ale parametrilor efectivi şi constructivi la regimul nominal pentru motoarele de automobil. Tabelul 6

xh

M otor Timpi PilO^N/m 2 . .. V. ... lv. .. .... J'r. ... MAS 4 8,5-14,5 0,25-0,36 0,25- 0,75- 0,06- 1/3,5 1/4,2 0,85 0,12 2 5,5-9,5 0,23-0,28 0,33 MAC

4

2

7,,5-15 6,5-10

0,29-0,45 0,250,28-0,45 0,40

0,750,90

0,030,06

1/3,5-1/4,2 -

In tabelul 7 se prezintă unele caracteristici ale combustibililor motoarelor pentru automobile: Tabelul 7 Corn Compoziţia în kg/kg o rain Qi busti kg/kg kmol/kg kg/kg kmol/kg kJ/kg kcal/kg Ç h 0 bil Ben­ 0,854 0,142 0,004 3,391 0,1065 14,8 0,5073 43500 10400 zină Moto 0,875 0,133 0,010 3,332 0,1043 -rină

14,5 0,4966 41868 10000

In tabelul 8 sunt prezentate valorile presiunilor şi temperaturilor punctelor caracteristice ale ciclurilor.

Tabelul 8 Motor

Mărime de stare

MAS

p IO-5 N/m2

MAC

T [K] p IO'5 [N/m2] T [K]

Punctul de pe diagramă a 0,7-0,9 340-400 0,85-0,93 310-330

c 10-20 600-750 30-50 800-950

z(z’) 35-50

b 3-5

2400-3000 1200-1700 45-80 2-4 1800-2400 900-1200

Penîra unghiul de avans la aprindere se recomandă valorile: a=20-40°RAC, iar peoiru unghiul de avans la injecţie valorile 1825(41)°RAC. In tabelul 9 sunt prezentate valorile parametrilor principali ai motoarelor pentru automobile.

Motor Ciclul Timpi Autotu­ MAS rism r-

E 1

s~ i

/i

N O e w cx z

vu

1

^ ^ 6000-

rt 5-8

6-12

CM 5-10

0,15-0,29 0,85-0,75 300-470 0,80-1,20 0,23-0,35 0,82-0,75 220-370 1,10-1,50 0,22-0,35 0,80-0,70 230-400 1,06-1,22

1

1800-3500 1800-3000

1

15-22 14-18,5

7-11

8-12

7-13

8-12 10-12

16-21

m/s 9-15 9-15

Tabelul 9

0,80-1,30

■

6 , 0- 8,0 3500-5000

12-17

sg

10000

1 14-17

ii

8,5-10,5 5800-5600 8,7-12,5 0,25-0,28 0.8-0,73

e

g/kWh 280-350 0,8-1,4 280-350 0 , 8- 1 ,4 340-540 0 , 8 - 1,1 270-340 0,96-1,3 310-340 0,77-1,04

Q

MAC Automo­ MAS bile sport Atomo- MAS bile curse Autoca­ MAS mioane MAC MAC

c

roî/min

E

6 .6-9,2 3600-6000 6.7-11,5 0,20-0,29 0,85-0,75 6 .6-9,2 3600-600 6.7-11,5 0,20-0,29 0,85-0,75 6 . 6 -8,0 4000-4800 4,5-7,5 0,18-0,22 0,80-0,65 19-21 3800-4400 7,0-7 ,8 0,23-0,32 0,82-0,75

£ kW/l 15-36 22-45 24-40

52-55

26-55

6 1 -ei

Desti­ naţia

I

« p. O ort Op ? ^ 00 r— i oi oi* r— <