Managementul Motoarelor Cu Ardere Interna [PDF]
FLEHURfl Urf,AH[AFilU eAurru ilELEEEARil M ffiw &ffiffiwffiw ffiru-ffiWffiruA -*+ *$-, f'* -!{:: o$*!"^1?- ..l?Y
47 0 29MB
Papiere empfehlen
![Managementul Motoarelor Cu Ardere Interna [PDF]](https://vdoc.tips/img/200x200/managementul-motoarelor-cu-ardere-interna.jpg)
- Author / Uploaded
- Florea Andrei
Datei wird geladen, bitte warten...
Zitiervorschau
FLEHURfl Urf,AH[AFilU
eAurru ilELEEEARil
M ffiw &ffiffiwffiw ffiru-ffiWffiruA -*+
*$-,
f'*
-!{::
o$*!"^1?-
..l?Y
@
Gluj-l{epoca
o 2018
:l
© 2013 RISOPRINT Toate drepturile rezervate autorilor & Editurii Risoprint.
e f Editura RISOPRINT este recunoscută de C.N.C.S. (Consiliul Naţional al Cercetării Ştiinţifice). Pagina web a CNCS: www.cncs-uefiscdi.ro
e f Toate drepturile rezervate. Tipărit în România. Nicio parte din această lucrare nu poate fi reprodusă sub nicio formă, prin niciun mijloc mecanic sau electronic, sau stocată într-o bază de date fără acordul prealabil, în scris, al autorului. All rights reserved. Printed in Romania. No part of this publication may be reproduced or distributed in any form or by any means, or stored in a data base or retrieval system, without the prior written permission of the author.
e f Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale a României MARIAŞIU, FLORIN Managementul motoarelor cu ardere internă / Florin Mariaşiu, Călin Iclodean. - Cluj-Napoca : Risoprint, 2013 Bibliogr. ISBN 978-973-53-1004-2 I. Iclodean, Călin 621.43 Editor: GHEORGHE POP Consilier editorial: CAMELIA MARIA TALOŞ Design copertă: PETRU DRĂGAN Contribuţia autorilor: Florin Mariaşiu: capitolele 1–8., Teste de autoevaluare Călin Iclodean: capitolul 9, Teste de autoevaluare
Tiparul executat la: S.C. ROPRINT S.R.L. e f 400 188 Cluj-Napoca • Str. Cernavodă nr. 5-9 Tel./Fax: 0264-590651 • [email protected] e f 430 315 Baia Mare • Piaţa Revoluţiei nr. 5/1 Tel./Fax: 0262-212290
Prefață
Ultimele două secole ale istoriei omenirii au fost, și sunt caracterizate de mobilitatea ridicată a persoanelor, a mărfurilor, și de ce nu, a ideilor. Mobilitatea la nivel global a persoanelor și a mărfurilor este posibilă datorită dezvoltării continue a mijloacelor de transport tereste, maritime și aeriene. La rândul lor, mijloacele de transport utilizează ca și sursă de energie principală motorul cu ardere internă. Motorul cu ardere internă realizează prin intermediul unui ciclu termodinamic bine definit, transformarea energiei chimice a combustibilului utilizat, în energie mecanică transmisă ulterior către sistemele de propulsie ale mijloacelor de transport. Din acest motiv, în toată istoria sa, domeniul auto a fost caracterizat de atingerea unor țeluri și scopuri bine definite, referitoare la performanțele dinamice ale motoarelor cu ardere internă (și implicit a vehiculelor care îl utilizează). Cerințele contemporane legate de protecția mediului înconjurător, au adăugat acestor scopuri inițiale necesitatea reducerii emisiilor poluante și a creșterii randamentului termic. Toate acestea au fost și sunt posibil a fi realizate, printr-‐un management performat al motorului cu ardere internă. Dezvoltarea tehnologică a adus sistemele de management cu care sunt echipate motoarele moderne la nivelul de a fi înzestrate cu un sistem propriu de inteligență, care constă dintr-‐un computer programat să decidă în diverse situații în funcție de datele pe care le are memorate. Lucrarea prezintă dezvoltarea istorică a sistemelor de alimentare prin injecție a motoarelor cu ardere internă, atât a celor cu aprindere prin scânteie, cât și a celor cu aprindere prin comprimare. Structurarea lucrării într-‐un număr de zece capitole permite o abordare independentă a acestora, fiind la latitudinea cititorului în a parcurge și studia informațiile pe care acesta le consideră necesare.
3
Procesul de management al controlului și funcționării motoarelor cu ardere internă a fost scos în evidență prin prezentarea constructiv-‐funcțională a: sistemelor de alimentare prin injecție de combustibil, a sistemelor senzoristice și actuatoarelor precum și a unității de comandă electronice. Prezentarea detaliată (prin aprofundarea elementelor specifice și abordarea multidisciplinară) a arhitecturii, magistralelor de comunicație, a funcționării și posibilităților de comandă asupra parametrilor unității electronice de control, reprezintă o noutate absolută în peisajul literaturii tehnice din țara noastră, referitor la construcția și funcționarea motoarelor cu ardere internă. Îmbunătățirea performanțelor motoarelor cu ardere internă, reducerea consumului de combustibil și a emisiilor poluante este un deziderat urmărit de către toți marii producători din industria de autovehicule, având ca principal obiectiv atingerea unui pol economic în funcționare. Acest obiectiv nu poate fi atins decât printr-‐un management eficient al sistemelor inteligente care controlează și coordonează procesele și fenomenele care au loc în timpul funcționării motoarelor cu ardere internă. Lucrarea se adresează tuturor celor pasionați de domeniul motoarelor cu ardere internă, a celor care doresc să-‐și dezvolte cunoștiințele din domeniu auto, a practicienilor și teoreticienilor deopotrivă, dar mai ales studențiilor și elevilor de la profilele de studiu ce au ca și specialitate domeniui industriei auto (a motoarelor cu ardere internă). Autorii își exprimă toată disponibilitatea de a ține cont de propunerile și/sau sugestiile pertinente venite din partea cititorilor, care, cu siguranță, pot îmbunătății pe viitor structura și conținutul prezentei lucrări. Autorii 4
Cuprins
Pag
Capitolul 1. Aspecte teoretice privind ciclurile funcționale ale motoarelor cu ardere internă
1.1. Principiul de funcţionare al motoarelor cu aprindere internă…………………………………………………………………………….
9
1.2. Ciclul funcţional al motoarelor cu aprindere prin scânteie…………………………………………………………………………...
14
1.3. Ciclul funcţional al motoarelor cu aprindere prin comprimare…………………………………………………………………….
18
1.4. Factori de influenţă asupra desfăşurării ciclului …………
26
1.5. Indicii principali ai motoarelor cu ardere internă…..……
45
1.6. Elemente de calcul a parametrilor motorului cu ardere internă…………………………………………………………………………….
49
Capitolul 2. Sistemul de injecție KE-‐Jetronic
2.1. Prezentare generală…………………………………………………..
53
2.2. Principiul de funcţionare…………………………………………..
54
2.3. Avantaje ale utilizării sistemului de injecţie
KE-‐Jetronic.………………………………………….…………………………
54
2.4. Instalaţia de alimentare cu combustibil……………………..
56
2.5. Funcţiunile sistemului de injecţie KE-‐Jetronic……………..
65
2.6. Unitatea de control electronic……………………………………
69
2.7. Regulatorul de presiune electrohidraulic……………………
70
2.8. Adaptarea sistemului de injecţie la regimurile de funcţionare ale motorului………………………………………………...
72 5
2.9. Funcţiile suplimentare ale sistemului de injecţie KE-‐Jetronic………………………………………………………………………
77
Capitolul 3. Sistemul de injecție L-‐Jetronic
3.1. Prezentare generală………………………………………………….
80
3.2. Avantaje în utilizare………………………………………………….
80
3.3. Instalaţia de alimentare cu combustibil……………………..
82
3.4. Funcţiunile sistemului de injecţie L-‐Jetronic………………
87
3.5. Adaptarea sistemului de injecţie la regimurile de funcţionare ale motorului…………......................................................
93
3.6. Funcţiuni suplimentare ale sistemului de injecţie L-‐Jetronic………………………………………………………………………...
98
3.7. Sisteme de injecţie dezvoltate pe baza sistemului L-‐Jetronic………………………………………………………………………...
Capitolul 4. MONOJETRONIC
4.1. Prezentare generală…………………………………………………
106
4.2. Construcţia…………………………………………………………..……
109
4.3. Instalaţia de alimentare cu combustibil……………………..
109
4.4. Controlul emisiilor de vapori de combustibil …………….
114
4.5. Achiziţia datelor referitoare la funcţionarea motorului………………………………………….…………………………….
115
4.6. Procesarea datelor referitoare la funcţionarea motorului………………………………………….…………………………….
123
4.7. Unitatea centrală de injecţie………………………….…………..
131
4.8. Sisteme de autodiagnoză integrate………………..…………..
134
Capitolul 5. MOTRONIC ENGINE MANAGEMENT
6
100
5.1. Prezentare generală………………………………………………….
135
5.2. Alimentarea cu combustibil……………………………..………..
137
5.3. Injecţia de combustibil……………………………………………..
142
5.4. Achiziţia de date……………………………………………………….
145
5.5. Procesarea datelor……………………………………………………
156
5.6. Condiţii de funcţionare…………………………………….……….
160
5.7. Controlul emisiei vaporilor de combustibil………………..
161
5.8. Sisteme auxiliare de recirculare a gazelor arse (EGR)...
161
5.9. Limitarea turaţiei……………………………………………..……….
162
5.10. Sistemul auxiliar de realizare a fazelor de distribuţie variabile………………………………………………………………………….
164
5.11. Sistemul de diagnoză integrat………………………………….
166
5.12. Unitatea de control electronic………………………..………..
167
5.13. Sistemul de injecţie MONOMOTRONIC……………………
169
Capitolul 6. Sistemul de injecție directă pentru motoare cu aprindere prin scânteie (GDI)
6.1. Generalități………………………………………………………….……
171
6.2. Avantajele injecției directe de benzină………….…………….
172
6.3. Construcția sistemelor de injecție directă…………………..
174
6.4. Moduri caracteristice de funcționare ale motorului în funcție de amestec…………………………………………………………...
184
6.5. Particularități ale funcționării motorului…………………….
186
6.6. Managementul sistemului de injecție directă pentru reglarea puterii motorului………………………………………………..
191
6.7. Managementul sistemului de admisie…………………………
193
6.8. Managementul sistemului de alimentare……………………
199
6.9. Managementul sistemului de aprindere………...…………..
204
6.10. Managementul sistemului de evacuare………...…………..
205
6.11. Managementul procesului de regenerare a tobei catalitice………………………………………………………….………………
207
Capitolul 7. Sisteme de injecție pentru motoare cu aprindere prin comprimare
7.1. Generalități………………………………………………………….……
211
7.2. Pompa de injecție cu elemenți de pompă în linie ………...
213
7.3. Pompa de injecție cu distribuitor rotativ…………………….
225
7.4. Echipamente de injecție tip element-‐pompă…...………….
234 7
Capitolul 8. Sistemul de injecție cu rampă comună pentru motoare cu aprindere prin comprimare (Common Rail)
8.1. Generalități. ……………………………………………………………...
239
8.2. Construcție și funcționare……………………………….…………
241
8.3. Managementul injecției de combustibil ……………………..
246
Capitolul 9. Managementul unității de control electronice (UCE)
9.1. Introducere. Generalități. ……………………………….………….
256
9.2. Clasificarea sistemelor UCE……………………………………….
258
9.3. Arhitectura sistemelor UCE ………….………………….………..
262
9.4. Module. Interdependență. Conectivitate……..………………
266
9.5. Rețele de comunicație pentru autovehicule………………..
269
Teste de autoevaluare a cunoștințelor……………………………….
302
Bibliografie…………………………………………………………………………...
8
314
Capitolul 1. Aspecte teoretice privind ciclurile funcționale ale motoarelor cu ardere internă 1.1. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE AL MOTOARELOR CU APRINDERE INTERNĂ.
În figura 1.1 este reprezentată schema unui motor cu ardere internă
(aprindere prin comprimare) în patru timpi. Constructiv [2, 8, 12, 33], în interiorul cilindrului (1) este amplasat pistonul (2), articulat prin biela (3) cu manivela arborelui cotit (4). Cilindrul este delimitat la partea superioară de chiulasa (5), prevăzută cu un canal de admisie (8), în care este aşezată supapa de admisie (9), precum si cu un canal de evacuare (10), în care se află supapa de evacuare (12). Tot în chiulasă se află şi orificiul în care se montează injectorul (6). Funcţional, masa de încărcătură proaspătă pătrunde în interiorul cilindrului prin canalul de admisie (8) şi prin secţiunea controlată de supapa de admisie (9). După realizarea procesului de ardere, gazele rezultate sunt eliminate prin canalul de evacuare (10) controlat la rândul lui de supapa de evacuare (12). Controlul asupra deschiderii, respectiv închiderii supapelor de admisie şi evacuare se realizează cu ajutorul camelor de pe arborele de distribuţie (11) în corelare directă şi implicită cu poziţia pistonului în cilindru. Cilindrul motorului se află montat în interiorul blocului motor ce se construieşte în partea inferioară sub forma unui carter (7), în care se fixează lagărele arborelui cotit (13). Partea inferioară a blocului motor se află închisă prin baia de ulei (15). Din punctul de vedere al proceselor, aspiraţia masei de încărcătură proaspătă se realizează prin deplasarea pistonului de la PMS (Punct Mort
9
Superior) până la PMI (Punct Mort Inferior), timp în care supapa de admisie este deschisă, iar supapa de evacuare închisă. În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie (MAS), odată cu aerul proaspăt admis în interiorul cilindrului este admisă și benzina injectată în galeria de admisie (în spatele supapei de admisie). Pentru motoarele cu aprindere prin comprimare (MAC) încărcătura proaspătă constă doar din aer. Prin continuarea mişcării de rotire a manivelei, pistonul se deplasează din PMI până la PMS, masa de încărcătură proaspătă din cilindru este comprimată, iar ambele supape sunt închise.
Fig. 1.1. Schema a unui motor cu ardere internă (aprindere prin comprimare) în patru timpi.
La sfârşitul cursei de compresie, există diferențe funcționale între motorul cu aprindere prin scânteie și motorul cu aprindere prin comprimare. În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, teoretic la PMS, are loc apariția unei scântei electrice care aprinde amestecul aer-‐combustibil, iar la motorul cu aprindere prin comprimare, în masa de încărcătură proaspătă se injectează combustibilul, care se vaporizează şi se autoaprinde. Derularea ulterioară a procesului de ardere a amestecului (și destindere a gazelor rezultate în urma procesului de ardere) duce la transformarea energiei
10
termice a gazelor în energie mecanică, furnizată arborelui cotit prin intermediul pistonului, care are o deplasare din PMS în PMI (cursa de destindere). La sfârşitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare, o mare parte din gazele rezultate din procesul de ardere sunt eliminate din cilindru datorită presiunii superioare la care se află faţă de presiunea atmosferică, iar restul gazelor de ardere sunt pompate de către piston în timpul deplasării sale de la PMI la PMS (timp în care supapa de evacuare rămâne în continuare deschisă). Ciclul se reia printr-‐o nouă aspiraţie de încărcătură proaspătă. Parametri principali ai motoarelor cu ardere internă. Motoarele cu ardere internă sunt caracterizate în general prin următorii indicatori principali de performanţă [1, 7, 9, 14, 21, 22, 25, 29-‐32]: • randamentul de transformare a energiei termice în energie mecanică (parametru ce se evaluează prin consumul specific de combustibil, consumul de combustibil raportat la unitatea de timp şi la puterea 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 (masa specifică şi volumul specific de gabarit); • gradul de nocivitate şi indicele de fum al gazelor de evacuare; • nivelul de zgomot emis în timpul funcţionării; • durabilitatea şi fiabilitatea sistemelor şi pieselor componente; • tehnologicitatea construcţiei, preţul de cost al fabricaţiei şi a întreţinerii tehnice, exploatării şi reparării motorului; • siguranţa pornirii motorului. Indicatorii principali de performanţă prezentați anterior, pot fi individualizaţi în caracterizarea particulară a motoarelor cu ardere internă cu piston, prin următorii parametrii constructivi:
11
• capacitatea cilindrică (cilindreea) Vh, definită ca fiind volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D, în cursa s, între PMI şi PMS; • litrajul motorului (cilindreea totală) Vt, care reprezintă suma capacităţilor cilindrice a tuturor cilindrilor (i) unui motor: Vt = i ⋅ Vh , [m3]
(1.1)
• raportul de comprimare (ε), definit ca fiind raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va, rezultat când pistonul se află în PMI şi volumul minim al cilindrului Vc, rămas deasupra pistonului când acesta se află în PMS (volum care reprezintă volumul camerei de ardere): V ε = a Vc
(1.2)
Condiţiile de funcţionare ale motoarelor sunt legate direct de regimul de funcţionare al motorului, regim caracterizat de un ansamblu de parametri funcţionali: turaţia arborelui cotit, sarcina, starea termică a pieselor motorului etc. Regimul de funcţionare al motorului variază în funcţie de condiţiile specifice de exploatare, precum şi în funcţie de particularităţile constructive şi funcţionale ale motorului. Parametrul de bază ce caracterizează cel mai bine regimul de funcţionare al motorului este puterea efectivă (Pe), care la rândul său depinde de cuplul motor (Me) şi de viteza unghiulară a arborelui cotit (ω), respectiv de turaţia motorului (n). Toate aceste elemente sunt legate prin relaţia: Pe = M e ⋅ ω = M e ⋅
2⋅π⋅n = 0,1047 ⋅ M e ⋅ n , [W] 60
(1.3)
unde Me este exprimat în Nm, n în min-‐1, ω în rad/sec. Caracteristic pentru funcţionarea motoarelor este faptul că în exploatare, atât cuplul motor cât şi turaţia arborelui cotit variază în limite largi, datorită variaţiei rezistenţelor de deplasare a autovehiculelor. De aceea o deosebită importanţă o constituie capacitatea motoarelor de a fi adaptabile la regimurile variabile care apar în exploatare. Un alt parametru ce caracterizează regimul de funcţionare al motorului este sarcina motorului. Prin sarcina motorului se înţelege gradul de încărcare al 12
motorului la o anumită turaţie faţă de o încărcare de referinţă convenţional stabilită [12, 21, 27, 51]. Încărcarea de referinţă este cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective dezvoltate de motor în mod continuu, la o turaţie dată, fără instabilitate în funcţionare şi fără uzuri anormale. Sarcina se apreciază prin coeficientul de sarcină, care la o turaţie dată este exprimat prin raportul: x = Pe Pe cont
(1.4)
unde: Pe reprezintă puterea dezvoltată de motor; Pecont este puterea la încărcarea de referinţă (putere efectivă continuă) [7, 12, 21]. Conform relaţiei (1.4), coeficientul de sarcină se poate exprima fie în valori absolute, fie în procente. Exprimând coeficientul de sarcină în funcţie de valorile pe care le poate lua, avem următoarele condiţii de funcţionare: • sarcină nulă (x = 0) – motorul funcţionează în gol la turaţia considerată; • sarcină parţială (0 < x < 1) – motorul funcţionează la sarcini parţiale; • sarcină plină (x = 1); • suprasarcină (x > 1) – motorul funcţionează la suprasarcini. Limita acceptabilă a regimului de suprasarcină pentru funcţionarea unui motor este de 10% din sarcina plină (coeficientul de sarcină x = 1,1), dar funcționarea în acest regim duce la uzuri ridicate și de aceea operarea motorullui în acest regim este limitată 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. Valoarea maximă a puterii efective continue este definită drept putere efectivă nominală Pen, iar turaţia la care se dezvoltă această putere se numeşte turaţie nominală nn. Valoarea maximă a puterii efective intermitente reprezintă puterea efectivă maximă a motorului Pmax. Noţiunile de moment motor continuu şi moment motor intermitent sunt definite după aceleaşi considerente ca şi în cazul puterii motorului. Momentul motor intermitent maxim este denumit moment motor maxim Mmax, respectiv
13
turaţia la care se obţine acest moment este denumită turaţia la moment maxim nM. O noţiune des utilizată în studiul proceselor funcționale a motoarelor este noțiunea de calitate a amestecului, respectiv proporţia de combustibil în amestecul aer-‐combustibil supus procesului de ardere din motor, apreciată prin indicatorul dozaj. Dozajul se exprimă prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc şi cantitatea de aer Ga, exprimată prin relaţia: d =
Gc Ga
(1.5)
Dacă pentru arderea completă a combustibilului în amestec, există cantitatea de aer minim necesară, dozajul se numeşte teoretic (stoichiometric) dst. Când combustibilul se află în exces dozajul se consideră bogat, iar când aerul este în exces dozajul se consideră sărac. O altă formă de exprimare a dozajului este şi utilizarea coeficientului de exces de aer (λ). Coeficientul de exces de aer reprezintă raportul dintre cantitatea de aer L avută la dispoziţie pentru arderea a 1 kg de combustibil în kgaer/kgcombustibil şi cantitatea de aer Lmin teoretic necesară pentru arderea completă a aceleiaşi cantităţi de combustibil, în kgaer/kgcombustibil. Relaţia care exprimă coeficientul de exces de aer este: λ =
L L min
(1.6)
1.2. CICLUL FUNCŢIONAL AL MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE. Așa cum s-‐a prezentat anterior, procesele funcţionale de bază ale unui motor cu ardere internă sunt definite a fi (Fig. 1.2): • admisia; • comprimarea; • aprinderea + arderea; • destinderea; • evacuarea. 14
a
b
c
d
Fig. 1.2. Procesele funcționale ale unui motor cu aprindere prin scânteie: a-‐admisie; b-‐comprimare; c-‐ardere+destindere; d-‐evacuare.
Studiul proceselor funcţionale ale unui motor cu ardere internă se realizează cu ajutorul diagramelor indicate, diagrame de variaţie a ciclului funcţional în coordonate p-‐V (presiune-‐volum) sau p-‐ϕ (presiune-‐unghiul de rotaţie al arborelui cotit). Ciclul funcţional teoretic al unui motor cu aprindere prin scânteie se consideră a fi ciclul cu ardere izocoră. Variaţiile diagramei indicate şi a ciclului teoretic sunt prezentate în figura 1.3. Procesele funcţionale reale ce au loc într-‐un motor cu ardere internă se desfăşoară după următorul algoritm: • supapa de admisie se deschide cu avans faţă de PMS (punctul DSA) şi permite alimentarea cilindrului motorului cu amestecul de aer-‐ combustibil; • după închiderea supapei de admisie (punctul ISA) are loc comprimarea amestecului; • la sfârşitul procesului de comprimare se produce declanşarea scânteii electrice (punctul c), cu avans faţă de PMS; • arderea amestecului aer-‐combustibil are loc pe zona (c-‐z); • destinderea gazelor dupa terminarea procesului de ardere are loc pe zona (z-‐b); • se deschide supapa de evacuare (punctul DSE);
15
• la sfârşitul procesului de evacuare a gazelor din cilindrul motorului se închide supapa de evacuare (punctul ISE); • se reia ciclul funcţional după acelaşi algoritm.
a b Fig. 1.3. Diagrama indicată (a) şi ciclul teoretic (b) pentru un motor cu aprindere prin scânteie.
Ciclul teoretic prezentat în figura 1.2 se compune din: • comprimarea adiabatică (a-‐c); • arderea izocoră (c-‐z); • destinderea adiabatică (z-‐b); • evacuarea izocoră (b-‐a). Din punct de vedere termodinamic pe parcursul procesului de ardere izocoră se consideră că are loc introducerea de căldură (Qin), iar în timpul procesului de evacuare izocoră are loc cedare de căldură către mediul ambiant (Qout). Randamentul termic al ciclului reprezintă un indice de apreciere a eficienței energetice sau economicităţii ciclului şi este exprimat prin relaţia: unde:
16
!tMAS =
L 1 = 1! # !1 Q "
(1.7)
• L este lucrul mecanic produs în cadrul ciclului şi este definit ca fiind diferenţa dintre cantitatea de căldură introdusă şi cantitatea de căldură cedată din sistem; • ε reprezintă raportul de compresie; • χ fiind coeficientul adiabatic. Lucrul mecanic util ce se obţine în cadrul unui ciclu teoretic este caracterizat prin valoarea presiunii medii a ciclului teoretic. Relaţia de determinare a presiunii medii este:
PtMAS =
Lt εχ π - 1 = pa ⋅ ⋅ ⋅ ηtMAS Vs ε -1 χ -1
(1.8)
unde: • Vs este cilindreea unitară; • π reprezintă gradul de creştere a presiunii şi este definit ca fiind raportul dintre presiunea maximă a ciclului şi presiunea de la sfârşitul procesului de comprimare; • pa fiind presiunea iniţială. Prin analiza ciclului teoretic se observă că [8, 12, 21]: 1. creşterea randamentului termic şi a presiunii medii se poate realiza prin mărirea valorii raportului de compresie şi a exponentului adiabatic; 2. mărirea presiunii în cilindrii la sfârşitul procesului de admisie (prin supraalimentare) duce la obţinerea unei mai mari puteri a motorului la aceeași cilindree. Datorită influenţei factorilor (funcţionali, constructivi etc.) asupra ciclului funcţional al unui motor cu ardere internă, diferenţa comparativă a ciclurilor teoretice cu procesele reale de funcţionare al unui motor cu aprindere prin scânteie este prezentată în figura 1.4, zona ce reprezintă pierderile energetice fiind scoasă în evidență.
17
Fig. 1.4. Pierderile energetice prezente la ciclul real de funcţionare a unui MAS.
1.3. CICLUL FUNCŢIONAL AL MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE. Funcţionarea motoarelor cu ardere internă presupune transformarea energiei termice în energie mecanică, proces termodinamic complex, în care intervin pierderi energetice. Pentru a evalua şi analiza natura acestor pierderi, se utilizează studiul ciclului funcţional specific unui anumit tip de motor. Din studiul ciclului termodinamic se pot determina posibilităţile de utilizare maxime a căldurii caracteristice ciclului, în care procesul de cedare a căldurii se efectuează către sursa rece şi constituie unicul tip de pierderi. Prin studiul randamentului ciclului real, se poate analiza gradul de perfecţiune la care se desfăşoară procesele termodinamice din motor şi cel mai important aspect, se pot afla metodele ce pot crește randamentul motorului. Pentru studiul ciclurilor termodinamice se iau în vedere o serie de ipoteze valabile pentru ciclurile ideale, dar care nu sunt satisfăcute în cazul ciclurilor reale. Aceste ipoteze sunt [8, 18, 21, 27, 28, 51]: 1) Considerăm că în cilindru se află o cantitate constantă a mediului de lucru, care nu se schimbă de la o evoluţie la alta şi care parcurge întregul ciclu. În cazul ciclului real se evacuează din cilindru gazele arse 18
de la evoluţia precedentă şi se introduce încărcătură proaspătă pentru o nouă evoluţie. La ciclul real apar pierderi de energie la efectuarea schimbului de gaze, pierderi care nu se iau în considerare la analiza ciclului teoretic. 2) Aportul de căldură se consideră efectuat la un anumit moment şi în condiţii de stare a mediului bine determinate. La ciclul real, aportul de căldură se datorează procesului de ardere a amestecului combustibil, fiind un proces complex având o durată de timp, proces însoţit de pierderi de energie. 3) Procesele de comprimare şi destindere la ciclurile ideale sunt considerate adiabatice, fără schimb de căldură cu mediul exterior. În condiţii reale, datorită diferenţei mari de temperatură existente între piesele ce delimitează camera de ardere şi gazele ce evoluează în cilindru, are loc un proces de transfer de căldură (aport -‐ cedare) pe parcursul proceselor de schimb de gaze, de comprimare, de ardere şi destindere, cu o pondere mai mare fiind pierderile de căldură care în final duc la scăderea randamentului motorului. 4) Căldurile specifice ale mediului de lucru sunt considerate constante în cazul ciclurilor ideale şi independente de temperatură şi presiune. În cazul ciclurilor reale, căldurile specifice ale gazelor variază în funcţie de temperatură şi presiune şi au valori diferite în funcţie de compoziţia gazelor la care se ajunge la un moment dat. Tot datorită variaţiei căldurilor specifice cu presiunea şi temperatura, raportul de gaze se micşorează ceea ce duce la îndepăr-‐ tarea exponenţilor de valorile ideale şi implicit la scăderea randamentului ciclului real [21, 28]. În studiul care urmează asupra ciclului funcţional al motoarelor cu aprindere prin comprimare s-‐au luat în considerare: • ciclul motorului cu ardere la presiune constantă; • ciclul motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă (ciclul mixt); • ciclul motorului cu turbosupraalimentare.
19
Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă 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. În cadrul acestui tip de ciclu, pe perioada unei fracţiuni a cursei de destindere, presiunea are o variaţie foarte mică. La aceste motoare, încărcătura proaspătă a cilindrului este formată din aer a cărui presiune şi temperatură se ridică în timpul procesului de comprimare depăşind temperatura de autoaprindere a combustibilului. Reprezentările grafice a ciclului teoretic (Fig.1.5, a); a ciclului real (Fig.1.5, b) în coordonate p-‐V; precum şi a ciclului teoretic în coordonate T-‐S (Fig.1.5, c), pentru un motor în patru timpi cu ardere la presiune constantă sunt redate mai jos. În cazul ciclului real datorită condiţiilor de desfăşurare a proceselor pe parcursul funcţionării motorului se pun următoarele condiţii [1, 9, 12, 21, 22]: • umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă se realizează cu pierderi gazodinamice, de aceea presiunea încărcăturii proaspete este inferioară presiunii atmosferice; • prin încălzirea aerului datorită contactului cu elementele motorului, temperatura acestuia la sfârşitul admisiei va fi superioară temperaturii mediului ambiant; • din aceleaşi considerente (prezentate mai sus), densitatea aerului la sfârşitul admisiei va fi inferioară densităţii mediului ambiant.
Fig. 1.5. Ciclul motorului cu ardere internă la presiune constantă. 20
Pentru ameliorarea acestui ultim neajuns şi pentru creşterea eficienţei procesului de umplere, supapa de admisie se deschide cu avans faţă de PMS (punctul d.a.), iar supapa de evacuare se închide cu întârziere faţă de PMI (punctul i.a.). Începutul procesului de injecţie a combustibilului se efectuează în timpul compresiei (în apropiere de PMS). Combustibilul se autoaprinde şi arde pe măsură ce se injectează şi se vaporizează [11, 21, 26]. Datorită faptului că în cilindru se află acumulată o cantitate de combustibil injectat, până în momentul în care se realizează autoaprinderea cantităţii de amestec de aer şi combustibil vaporizat, presiunea nu este constantă, ci prezintă o uşoară creştere. Destinderea realizată în timpul arderii se numeşte destindere prealabilă şi este exprimată de raportul: ρ =
Vz Vc
(1.9)
Urmează procesul de destindere propriu-‐zis (z-‐b), în care se dezvoltă energia mecanică pe baza energiei interne a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor de ardere a acestor motoare începe cu un avans faţă de PMI (punctul d.s.e.) şi se prelungeşte după terminarea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de PMS (punctul i.s.e.). Randamentul termic al acestui ciclu este dat de expresia: ρk − 1 1 = 1− ⋅ F(ρ) ηt = 1 − k −1 ⋅ k k ⋅ (ρ − 1) ε ε −1 1
(1.10)
Din relaţia (1.10) se observă că randamentul creşte cu creşterea raportului de comprimare (ε) şi scade cu gradul de destindere prealabilă (ρ), deoarece prelungirea arderii conduce la creşterea temperaturii gazelor de evacuare. Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de căldură la presiune constantă este exprimată prin relaţia: p t = p a ⋅
ε ε k −1 ⋅ (ρ − 1) ⋅ k − ρ k − 1 ⋅ ε −1 k −1
(1.11)
unde pa este presiunea de admisie.
21
Se observă că mărimea presiunii medii a ciclului (pt) poate creşte prin creşterea 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. Ciclul motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă (ciclul mixt). În principal ciclul motorului cu ardere la volum constant şi presiune constantă este utilizat de motoarele de aprindere prin comprimare rapide. Ca şi caracteristică principală în cadrul acestui ciclu, durata de injecţie este foarte scurtă, deci întârzierea la aprindere a combustibilului face necesar un avans la injecţie. Acest lucru determină existenţa unei faze de ardere iniţială în apropiere de PMS, ardere ce determină un aport de căldură la volum constant. Restul combustibilului arde pe măsura injectării lui în cilindru realizând o ardere la presiune constantă. Reprezentările grafice ale ciclului teoretic (Fig.1.6, a); ale ciclului real (Fig.1.6, b) în coordonate p-‐V; ale ciclului teoretic în coordonate T-‐S (Fig.1.6, c) sunt redate mai jos. Datorită aportului de căldură la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari decât la ciclul de ardere a motorului la presiune constantă. Expresia randamentului termic pentru ciclul mixt este: 1 π ⋅ ρk − 1 1 = 1 − k −1 ⋅ F(π, ρ) ηt = 1 − k −1 ⋅ (π − 1) + k ⋅ π ⋅ (ρ − 1) ε ε
(1.12)
Din expresia (1.12) rezultă că utilizarea căldurii în cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabilă (ρ), de gradul de creştere a presiunii (π) şi de indicele adiabatic de comprimare şi destindere (ε). Considerând acelaşi valoare a raportului de comprimare, funcţia F(π,ρ) se află între limitele: 1 < F(π, ρ) < F(ρ)
(1.13)
ceea ce înseamnă că ciclul mixt are valorile randamentului cuprinse între randamentele ciclurilor cu ardere izocoră şi izobară. Presiunea ciclului mixt va fi: 22
pt =
pa ! " " {! k!1[k " " " ( # !1) + (" !1)] ! " " # k +1}. k !1 ! !1
(1.14)
Fig. 1.6. Ciclul motorului cu ardere internă prin comprimare (ciclul mixt).
Din studiul relaţiei rezultă că presiunea medie a ciclului mixt creşte cu mărirea presiunii de admisie, cu creşterea raportului de comprimare, cu mărirea gradului de creştere a presiunii şi mărirea indicilor adiabatici. Prin mărirea aportului de căldură creşte gradul de destindere prealabil, ceea ce duce la creşterea presiunii medii a ciclului, și implicit a puterii motorului. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare. Utilizarea ciclului cu turbosupraalimentare încearcă să înlăture deficienţele celorlalte cicluri prezentate anterior, prin obținerea unei puteri specifice mai ridicate. Schema constructivă a unui motor dotat cu o turbină de presiune variabilă este reprezentată în figura 1.7. , iar reprezentarea ciclului teoretic în coordonate p-‐V este redată în figura 1.8 [9, 12]. Din studiul ciclului cu turbosupraalimentare se observă că dacă evacuarea se realizează la volum constant (izocora a-‐b), nu se utilizează complet căldura disponibilă. În cazul turbosupraalimentării evacuarea se realizează la presiune constantă (izobara f-‐l) ceea ce arată eficienţa turbosupraalimentării în comparaţie cu ciclul de referinţă.
23
Din această cauză presiunea medie a ciclului raportată la întregul interval de variaţie a volumului (Vf – Vc) va fi considerabil mai mică în comparaţie cu cea a ciclului de referinţă cu evacuare la volum constant. Funcţional, în compresor se comprimă aerul aspirat din atmosferă la presiunea po la presiunea de supraalimentare pa (după curba l-‐a), ceea ce înseamnă că presiunea din cilindru va fi superioară celei atmosferice. Pe baza acestui considerent presiunea medie a ciclului ce se desfăşoară în cilindru va fi mai mare decât la ciclul de referinţă şi randamentul ciclului va fi superior. În analiza ciclului cu turbosupraalimentare se fac următoarele notaţii: εo – raportul total de comprimare; ε – raportul de comprimare în cilindru; εk – raportul de comprimare în compresor.
Fig. 1.7. Schema constructivă a unui motor dotat cu o turbină de presiune variabilă.
Fig. 1.8. Ciclul teoretic al unui motor cu turbosupraalimentare.
Relaţia dintre aceste rapoarte de comprimare este: V V V ε o = ε k ⋅ ε = l ⋅ a = l . Va Vc Vc
(1.15)
Temperatura finală a gazelor de ardere la evacuarea din turbină va fi: unde: 24
Tf = Tl ⋅ ρ'
(1.16)
V ρ' = f
Va
(1.17)
(1.18)
este gradul de destindere la presiune constantă în turbină. Randamentul acestui ciclu se exprimă prin relaţia: η t = 1 − ρ ρ'
considerând că: π( ) k = 1 şi ε o
ρ'−1 ε k −1 (π − 1) + k ⋅ π ⋅ (ρ − 1) k
⋅
= ε ⋅ ε k .
Dacă motorul supraalimentat funcţionează după ciclul de ardere la volum constant (ρ = 1), expresia (1.18) randamentului devine: ηt = 1 − k ⋅ ρ'−1 . k −1 εo
(1.19)
π −1
Dacă motorul supraalimentat funcţionează după ciclul de ardere la presiune constantă (π = 1, ρ = ρ’), expresia (1.18) randamentului devine: 1
η t = 1 − k −1 ε
(1.20)
Presiunea medie a ciclului cu turbosupraalimentare este definită de: k p t = pa ⋅ 1 ⋅ ε ⋅ ηt ⋅ [(π − 1) + k ⋅ π ⋅ (ρ − 1)]
k −1 ε −1
(1.21)
unde ηt este randamentul ciclului considerat. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare se poate realiza şi conform reprezentării grafice a ciclului în coordonate p-‐V din figura 1.9. [12]. În această variantă gazele de ardere se destind în colectorul de evacuare (b-‐a).
Fig. 1.9. Variantă a ciclului motorului cu turbosupraalimentare [12].
25
Randamentul acestei variante este mai mic decât cel al ciclului prezentat în figura 1.8, deoarece apar pierderi de energie mari până la intrarea gazelor arse în turbină. 1.4.
FACTORI
DE
INFLUENŢĂ
ASUPRA
DESFĂŞURĂRII
CICLULUI
FUNCŢIONAL. În cadrul desfăşurării proceselor din cadrul ciclului funcţional al unui motor cu ardere internă intervin o serie de factori (de stare, funcţionali, constructivi etc.), a căror cunoaştere permite îmbunătăţirea parametrilor de funcţionare a motorului. Influenţe asupra proceselor de schimbare a gazelor. Influenţele factorilor de stare. În studiul influenţei factorilor de stare asupra desfăşurării ciclului funcţional al unui motor cu ardere internă, se porneşte de la relaţia: Pe =
V ⋅i η 0,12 Q i ⋅ ⋅ ρ 0 a ⋅ s ⋅ e ⋅ n ⋅ η v 3600 L min ν λ
(1.22)
se observă că puterea efectivă a unui motor este proporţională cu o serie de parametri, cel mai important fiind produsul (ρ 0 a ⋅ n ⋅ η v ) .
v
Temperatura mediului ambiant (T0) Temperatura mediului ambiant influenţează atât pe (ρ0a) cât şi pe (ηv),
deoarece densitatea aerului (ρ0a) este invers proporţională cu temperatura mediului ambiant (T0) conform: ρ 0 a =
p0 R ⋅ T0
(1.23)
, astfel că la creşterea temperaturii scade consumul orar de aer. Datorită faptului că aerul cald admis se încălzeşte mai puţin venind în contact cu piesele calde ale motorului, coeficientul de umplere (ηv) creşte practic cu (T0)1/2 (Fig. 1.10) [21]. Influenţa globală a temperaturii asupra celor doi parametri se determină cu ajutorul relaţiei: 26
ηv ⋅ ρ0 a = ct. ⋅
T0 T0
= ct. ⋅ T0
(1.24)
, ceea ce arată că creşterea temperaturii mediului ambiant duce la scăderea puterii motorului.
Fig. 1.10. Variația gradului de umplere față de temperatura mediului ambiant.
v
Presiunea mediului ambiant (p0) Densitatea (ρ0a) este direct influenţată de modificarea presiunii mediului
ambiant (p0), ceea ce determină scăderea puterii motorului odată cu creşterea altitudinii (scade p0) (Fig. 1.11).
v
Viteza fluidului proaspăt Se determină prin măsurători cu anemometru în conducta de admisiune
(sau prin calcule) şi influenţează în mare măsură gradul de umplere (ηv). Totuşi la proiectare se ţine cont de mai mulţi factori (cerinţele de formare a amestecului, adaptabilitatea la tracţiune a motorului etc.) (Fig. 1.12)[22, 27].
Fig. 1.11. Influenţa altitudinii asupra presiunii şi temperaturii mediului ambiant.
Fig. 1.12. Influenţa vitezei de curgere prin galeria de admisie asupra gradului de umplere. 27
v
Cantitatea de gaze reziduale Cantitatea de gaze reziduale influenţează gradul de umplere pe două căi: • modificând temperatura fluidului proaspăt; • modificând volumul disponibil pentru fluidul proaspăt.
Influenţele factorilor funcţionali.
v
Sarcina motorului La motoarele cu aprindere prin comprimare prin reglarea calitativă a
sarcinii nu se acţionează direct asupra coeficientului de umplere (ηv). Totuşi odată cu mărirea sarcinii creşte regimul termic ceea ce duce la încălzirea mai intensă a fluidului proaspăt (în contact cu pereţii fierbinţi), deci pierderile termice se amplifică, iar coeficientul de umplere (ηv) scade [12]. Comparativ, influenţa sarcinii asupra coeficientului de umplere are sensuri opuse la motoarele cu aprindere prin scânteie şi la motoarele cu aprindere prin comprimare, conform figurii 1.13.
v
Turaţia motorului Turaţia motorului influenţează procesul de schimbare a gazelor în
principal pe două căi: • prin mărirea turaţiei presiunea de admisie (pa) scade; • presiunea în galeria de evacuare (pge) creşte cu pătratul turaţiei. Ca urmare la o turaţie n2 mai mare decât o turaţie de referinţă (n1), diagrama de pompaj se modifică sensibil (Fig. 1.14), deoarece se reduce timpul disponibil pentru umplerea şi golirea cilindrului. De asemenea creşte coeficientul global de rezistenţă al traseului de admisiune (ζa) şi scade coeficientul momentan de debit al orificiului oferit (µsa).
28
Fig. 1.13. Parametri procesului de umplere în funcţie de sarcina motorului.
Fig. 1.14. Variaţia gradului de umplere cu turaţia.
Motoarele cu aprindere prin comprimare au în general turaţii nominale mici şi de aceea funcţia ηv=f(n) are o variaţie redusă (Fig.1.15) şi curbele funcţiei rămân paralele odată cu creșterea turaţiei, pentru diferite poziţii ale cremalierei [21].
Fig. 1.15. Dependenţa gradului de umplere de turaţia motorului (la sarcină totală) (1, 2, 3 poziţii ale cremalierei).
Fig. 1.16. Dependenţa secţiunii litrice a supapei de admisie de turaţia motorului.
Influenţele factorilor constructivi.
v
Secţiunea litrică a supapei Este un factor ce joacă un rol major în sporirea gradului de umplere și este
definit de relaţia (1.25):
29
⎡
p a ~ p ga ⋅ ⎢⎢1 − ct. ⋅ ⎣⎢
2
ka ⎤ k a −1
k a − 1 ⎛ η v ⎞ n2 ⎥ ⋅ ⎜ ⋅ ⎟ 2 2 2 a fp ⎝ µ sa ⎠ Δα a ⋅ SL sa ⎥⎥ ⎦
(1.25)
, care arată că turaţia poate crește fără a reduce gradul de umplere, dacă se mărește în aceeaşi proporţie secţiunea litrică a supapei (SLsa). Dependenţa secţiunii litrice a supapei în funcţie de turaţie, precum şi influenţa ei asupra altor parametri sunt reprezentate în figurile 1.16 şi 1.17 [21, 27].
Fig. 1.17. Influenţa secţiunii litrice a supapei de admisie asupra unor parametri ai procesului de admisie.
v
Diametrul relativ al orificiului liber Este definit prin raportul (d0a/D) şi reprezintă un parametru constructiv de
bază care ajută în obţinerea unei secţiuni litrice de valoare superioară. În mod curent [9, 21]: d0a/D = 0,44...0,55.
(1.26)
Fig. 1.18. Diametrul maxim al supapelor în raport cu alezajul.
30
Utilizarea soluţiilor de evacuare cu mai multe supape urmăreşte îmbunătăţirea secţiunii litrice şi uşurarea evacuării căldurii din supapă.
v
Arhitectura camerei de ardere Arhitectura camerei de ardere are o influenţă importantă prin
determinarea dimensiunilor talerului de supapă în funcţie de caracteristicile constructive [1, 2, 7,12, 21, 27, 51]. În funcţie de aşezarea supapelor camerele de ardere se pot clasifica în: • camere de ardere cu supape laterale (în L); • camere de ardere cu supape în chiulasă (în I); • camere de ardere mixte. Camerele de ardere cu supape laterale (în L) (Fig. 1.19, a) au un sistem simplu de comandă a supapei prin intermediul unei tije acţionate de o camă, ce primeşte mişcarea de la arborele cotit. Acest lucru duce la realizarea unei înălţimi mici a motorului. Totuşi datorită faptului că, camera de ardere cu supape laterale (în L) nu permitea la motoare cu ardere prin comprimare, reducerea volumului Vc pentru realizarea unui raport de comprimare ridicat (16...23), această variantă constructivă nu este utilizată în construcţia motoarelor cu aprindere prin comprimare. Camerele de ardere cu supape în chiulasă (în I) sunt larg utilizate în construcţia motoarelor cu aprindere prin comprimare, în două variante constructive: • cu supape paralele (Fig. 1.19, b); • cu supape înclinate sau în V (Fig. 1.19, c). Constructiv, acţionarea supapelor I este mai complexă decât a supapelor L, datorită folosirii unei piese suplimentare (culbutorul). În comparaţie cu supapele L, folosirea soluţiei constructive cu supape I are avantajul de a avea supape cu dimensiuni geometrice ale talerului mai mari. Camera mixtă (Fig. 1.19, d) prezintă avantajul de a permite sporirea diametrului talerului supapei de admisie, dar prezintă un sistem complicat de comandă, ceea ce face redusă utilizarea în motoare de serie.
31
v
Înălţimea relativă maximă de ridicare a supapei Este definită prin raportul: hmax/d0a=0,22...0,28,
(1.27)
dar pentru limita superioară apar restricţii de ordin gazodinamic şi mecanic. Astfel, prin restricţionarea valorii (d0a), creşterea înălţimii relative de ridicare a supapei se poate obţine prin mărirea valorii (hmax). Mărirea valorii (hmax) duce în schimb la creşterea proporţională a acceleraţiei supapei, ceea ce înseamnă uzură mărită asupra camei. De aceea valoarea (hmax) se limitează la 1/4 din valoarea (d0a), rezultând pentru motoarele cu aprindere prin comprimare hmax =10...14 mm (alezaje peste 100 mm [21]).
Fig. 1.19. Soluţii constructive de aşezare a supapelor şi de creştere a secţiunii litrice a supapei.
v
Durata deschiderii supapei de admisie Durata deschiderii supapei de admisie (Δαa) apare ca şi factor independent
în relaţia (1.25), ceea ce arată că de exemplu o modificare a duratei de deschidere de la 220°RAC la 300°RAC (36%) permite o creştere a coeficientului de umplere cu 10% [21]. 32
v
Traseul de admisie Caracteristicile constructive şi funcţionale ale traseului de admisie
influenţează direct coeficientul de umplere prin presiunea de admisie (pga), care este un factor independent în relaţia (1.25). Existenţa filtrului de aer, a conductelor, a coturilor de conducte etc. în construcţia traseului de admisie duce la creşterea coeficientului de pierderi gazodinamice ceea ce înseamnă că scade coeficientul de umplere. În figura 1.21 este reprezentată influenţa lungimii şi formei conductei (galeriei) de admisie asupra gradului de umplere.
v
Criteriul adimensional Z Criteriul adimensional Z este un criteriu de similitudine utilizat în
proiectare şi care conform relaţiei (1.28), grupează o serie de factori care influenţează procesul de umplere [21]: 2
⎛ d 0 a ⎞ a fp 1 ⎟ ⋅ = . ⎝ D ⎠ WP Z
ηv ~ (µσ)sa ⋅ ⎜
(1.28)
Variaţia gradului de umplere în funcţie de criteriul adimensional Z este reprezentată în figura 1.22.
v
Traseul de evacuare Traseul de evacuare are conducte mai lungi decât traseul de admisie, ceea
ce produce rezistenţe gazodinamice relativ mari. Exemplificând acest lucru, doar simpla amplasare amortizorului de zgomot creează rezistenţe în evacuarea gazelor arse, rezistenţe care determină creşterea presiunii gazelor de evacuare pge, scăderea coeficientului de umplere (ηv) şi cauzează o scădere a puterii cu 1...3 % pentru fiecare zecime de daN/cm2 în plus.
33
Fig. 1.20. Influenţa duratei procesului de admisie asupra unor indici caracteristici.
Fig. 1.21. Influenţa formei şi lungimii conductei de admisie asupra gradului de umplere.
Influenţe asupra comprimării. Analiza factorilor de influenţă asupra procesului de comprimare se axează pe valoarea exponentului politropic, deoarece acesta depinde de: modul de formare al amestecului, de turaţie, de dimensiunile cilindrului, de intensitatea răcirii, de forma camerei de ardere şi de particularităţile constructive ale motorului cu ardere internă şi mai ales deoarece mărirea coeficientului de comprimare duce la creşterea randamentului termic al ciclului.
v
Formarea amestecului În timpul procesului de comprimare, prezenţa vaporilor de combustibil în
amestec măreşte valorile căldurii specifice ale amestecului de gaze cu micşorarea raporturilor lor, ceea ce duce la scăderea valorii medii a exponentului politropic. Din acest motiv, exponentul politropic mediu al procesului de comprimare are valori sensibil mai ridicate în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare decât la cele cu aprindere prin scânteie.
v
Turaţia Odată cu mărirea turaţiei motorului, creşte valoarea exponentului
politropic prin micşorarea duratei procesului de comprimare. De asemenea, se
34
micşorează şi schimbul de căldură de la gaze la piesele cu care acestea vin în contact. În plus, la turaţii ridicate pierderile de gaze sunt mai mici datorită jocului dintre piston şi cilindru, ceea ce echivalează cu reducerea pierderilor de căldură ale mediului, conducând la creşterea exponentului politropic. Experimental, s-‐a determinat următoarea relaţie empirică între exponentul politropic şi turaţie: n k = 1,41 −
A n
(1.29)
unde A = 100...250 (valorile mai mari sunt pentru motoarele cu turaţii maxime mai ridicate) [12]. În figura 1.23 se prezintă variaţia exponentului politropic de compresie în funcţie de turaţie [8, 9] şi se observă că exponentul politropic creşte în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare, cu creşterea turaţiei.
Fig. 1.22. Variaţia gradului de umplere cu criteriul adimensional Z.
v
Fig. 1.23. Variaţia exponentului politropic de comprimare în funcţie de turaţie.
Temperatura medie a procesului de comprimare Prin creşterea temperaturii medii a procesului de comprimare, căldurile
specifice ale gazelor comprimate şi căldura cedată pereţilor cresc, ceea ce duce la creşterea valorii medii a exponentului politropic al procesului de comprimare. Ca şi caz particular, din această cauză exponentul politropic va fi mai mic la motoarele supraalimentate decât la cele atmosferice, deoarece la primele mediul de lucru are o temperatură iniţială la comprimare mai ridicată.
35
v
Intensitatea răcirii Mărirea intensităţii răcirii motorului duce la scăderea temperaturii
pereţilor cilindrului şi chiulasei, astfel căldura cedată de gaze pieselor va creşte, iar exponentul politropic se va micşora.
v
Dimensiunile cilindrului Exponentul politropic are valori mari la motoarele cu dimensiuni mari a
cilindrului, deoarece suprafaţa relativă de transmitere a căldurii raportată la unitatea de volum a cilindrului se micşorează odată cu creşterea diametrului cilindrului.
v
Forma camerei de ardere Forma camerei de ardere, caracterizată de mărimea raportului suprafeţei
camerei de ardere pe volumul său şi care are principalul rol de a creşte mişcarea turbionară în cameră, conduce la micşorarea exponentului politropic. La motoarele cu cameră compartimentată, exponentul politropic este mai mic decât la cele cu injecţie directă. Acest lucru se explică prin transferul mai intens de la gazele de ardere la pereţii camerei de ardere şi prin existenţa pierderilor ce apar la trecerea gazelor din camera secundară în cea principală.
v
Sarcina şi raportul de comprimare Influenţa sarcinii şi a raportului de comprimare asupra exponentului
politropic este neînsemnată. Totuşi, deoarece la motoarele cu aprindere prin comprimare temperatura la sfârşitul compresiei trebuie să fie cu 200...300 K mai mare decât temperatura de autoaprindere, pentru a asigura în orice condiţii (în special la pornire) autoaprinderea combustibilului, valorile raportului de comprimare sunt situate în intervalul 16...23. 36
Influenţe asupra arderii. Influenţele factorilor de stare.
v
Temperatura şi presiunea Modificarea regimurilor de presiuni şi temperaturi se realizează pe căi
diferite: prin supraalimentare; prin variaţia raportului de comprimare; prin variaţia gradului de încălzire al aerului admis în cilindru; prin modificarea momentului de declanşare a injecţiei. În figura 1.24 este prezentată dependenţa importantă a întârzierii la arderea rapidă (Δαd) în funcţie de aceşti doi parametri.
Fig. 1.24. Influenţa temperaturii şi presiunii asupra întârzierii la autoaprindere.
Dacă se măreşte presiunea de admisie prin supraalimentare, diagramele indicate evidenţiază nu numai o reducere a întârzierii (Δαd), dar şi o creştere a presiunii maxime, o reducere a vitezei de creştere a presiunii şi o sporire a randamentului indicat. Influenţa temperaturii asupra întârzierii la ardere rapidă este limitată, pentru că de la o anumită valoare a temperaturii (Δαd) rămâne neschimbat. La pornirea la rece a motorului pierderile de căldură sunt atât de mari încât temperatura aerului în cilindru la sfârşitul perioadei de comprimare este insuficientă pentru a autoaprinde amestecul, iar motorul nu poate porni. Aceste dificultăţi în pornirea la rece se combat prin preîncălzirea aerului aspirat sau a motorului.
37
v
Mişcarea organizată a aerului Mişcarea organizată a aerului are o contribuţie importantă la formarea
rapidă a amestecului aer-‐combustibil, deci pentru controlul fazei de ardere moderate. Mişcarea organizată a aerului în interiorul cilindrului este direct legată de arhitectura camerei de ardere. Dezavantajul mişcării organizate a aerului constă în aceea că se intensifică transferul de căldură de la fluidul motor la perete, ceea ce duce la dificultăţi în pornirea motorului la rece, ducând de asemenea la scăderea randamentului mecanic datorită lucrului mecanic cheltuit pentru producerea mişcărilor intense.
v
Calitatea amestecului Caracteristic unui motor cu aprindere prin comprimare este faptul că se
pot lua în considerare doi coeficienţi de dozaj: • coeficientul real de dozaj (λ*ec); • coeficientul practic de dozaj (λec). La motorul cu aprindere prin comprimare reglajul de dozaj pentru care (ηi) este maxim, nu este accesibil, deoarece coeficientul (λ*ec) fiind foarte mare, pi scade foarte mult şi performanţa de putere litrică nu satisface cerinţele, astfel încât utilizarea dozajului practic apare ca şi o soluţie de compromis. Pentru: • (λ) > (λ*ec), (ηi) scade prin efect de temperatură. • (λ) < (λ*ec), apare fenomenul de ardere incompletă. • (λ) = (λ*ec) se obţine (ηi) maxim, dar din cauza creşterii gradului de fum, a solicitărilor termice şi mecanice mari nu este o soluţie utilizată în practică. Pentru aceasta se utilizează un coeficient de dozaj al aerului la limita de fum, care este un compromis al variantelor prezentate mai sus şi respectă condiţia: (λp) < (λLF) < (λec); λLF = 1,24...1,38 [1, 8, 12, 21]. 38
Influenţele factorilor funcţionali.
v
Avansul la injecţie Deoarece arderea se desfăşoară în timp, pentru a preveni deplasarea ei în
destindere, injecţia trebuie să aibă loc cu avans faţă de PMI (Fig. 1.25, a). Există un avans optim la injecţie pentru care puterea şi economicitatea motorului devin maxime (Fig. 1.25, b). Dar odată cu creşterea avansului la injecţie creşte (Δαd), deoarece injecţia se produce la un nivel de presiune şi temperatură tot mai redus (Fig. 1.23, c). Acest motiv, precum şi faptul că arderea se desfăşoară într-‐o proporţie tot mai mare înainte de PMI, conduc la un mers brutal al motorului şi la creşterea presiunii maxime din ciclu.
v
Regimul termic al motorului Prin modificarea regimului termic al motorului se schimbă gradul de
încălzire iniţială a aerului şi implicit întârzierea (Δαd). Diagrama indicată pentru temperatura în regim nominal tN a motorului şi pentru temperatura 0,5tN arată o creştere a întârzierii (Δαd), a vitezei de creştere a presiunii şi a presiunii maxime [21].
Fig. 1.25. Influenţa avansului la injecţie asupra unor parametri caracteristici.
39
Fig. 1.26. Influenţa regimului termic.
Fig. 1.27. Influenţa coeficientului de sarcină.
v
Sarcina Diagramele indicate arată că la creşterea sarcinii, durata întârzierii la
declanşarea arderii rapide creşte, iar viteza de creştere a presiunii se măreşte. În figura 1.27 este reprezentată variaţia unor parametri caracteristici ai procesului de ardere [12]. Se observă că la micşorarea dozei de combustibil, λ creşte, ceea ce determină o ardere mai completă a combustibilului cu creşterea randamentului indicat real (ηi). Dar din aceleaşi motive durata injecţiei scade şi ca urmare arderea se deplasează mult prea devreme faţă de PMI, din care cauză, pentru a o dispune simetric faţă de PMI, avansul optim la injecţie trebuie micşorat (Fig. 1.28).
v
Turaţia Prin creşterea turaţiei unui motor cu aprindere prin comprimare se
determină o creştere a regimului termic, o reducere a pierderilor de căldură prin pereţi şi o ameliorare a calităţii pulverizării. Dar creşterea turaţiei conduce la creşterea foarte rapidă a (Δαd), astfel încât deplasarea arderii în destindere devine inevitabilă. La aceasta se adaugă efectul turaţiei asupra celorlalte faze ale arderii. 40
În concluzie, se poate afirma că la mărirea turaţiei timpul disponibil pentru formarea amestecului se micşorează şi durata arderii difuzive creşte substanţial, ceea ce compromite randamentul indicat real. Influenţele factorilor constructivi.
v
Raportul de comprimare Prin dimensionarea raportului de comprimare se obţine o metodă eficientă
de control a duratei întârzierii la declanşarea arderii rapide. Prin creșterea lui (ε) se obţine o creştere a nivelului şi temperaturii aplicate aerului în momentul injecţiei, ceea ce reduce sensibil durata (Δαd) (Fig. 1.29) [21]. Totodată, prin creşterea raportului de comprimare creşte randamentul ciclului, ceea ce explică valorile mari ale rapoartelor de comprimare la motoarele cu aprindere prin comprimare (ε = 12...23), şi duce la concluzia că procesul de ardere nu restricţionează valorile raportului de comprimare.
Fig. 1.28. Dependenţa avansului optim faţă de sarcină.
Fig. 1.29. Influenţa raportului de comprimare.
v
Dimensiunile cilindrului La mărirea alezajului, gradul de complexitate al procesului de injecţie
creşte deoarece pentru utilizarea completă a aerului periferic este necesar să
41
crească penetraţia jetului (presiunea de injecţie), iar pentru distribuţia raţională a amestecului în camera de ardere crește numărul de orificii a injectorului.
v
Caracteristicile injecţiei Caracteristicile constructive ale sistemului de injecţie afectează procesul de
ardere prin efectele pe care le exercită asupra procesului de pulverizare [6, 21, 27]. În figurile 1.30 şi 1.31 sunt redate influenţa diametrului orificiului pulverizatorului şi a caracteristicii de injecţie asupra unor parametri ai arderii.
v
Arhitectura camerei de ardere În special pentru cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare, datorită
caracteristicilor proceselor de formare a amestecului şi de ardere specifice, tipul camerei de ardere se alege astfel încât să producă o mişcare turbulentă intensă a aerului din cilindru şi din camera de ardere. Acest lucru duce la realizarea arderii într-‐un timp foarte scurt, cea ce reprezintă o cerinţă de bază în funcţionarea motorului cu aprindere prin comprimare. Arhitectura camerei de ardere influenţează mişcarea dirijată a aerului la sfârşitul compresiei şi a propagării frontului de flacără în timpul procesului de ardere. Camerele de ardere utilizate în construcţia motoarelor cu aprindere prin comprimare se împart în două mari grupe: • camere de ardere unitare (injecţie directă); • camere de ardere divizate (injecţie indirectă). Alegerea tipului de cameră de ardere depinde de destinaţia motorului. Astfel, camera de ardere unitară se recomandă pentru motoarele staţionare, navale şi de tracţiune grea datorită economicităţii ridicate. Camera de ardere separată de vârtej se recomandă la motoarele de turaţie mare (4000...5000 rot/min) dar pentru o cilindree mică (1500...2000 cm3) [9, 13]. Motorul cu cameră separată de preardere se poate folosi şi în cazul cilindreelor mari datorită mersului său liniştit. În prezent se manifestă ca şi tendinţă utilizarea injecţiei directe în volum (multijet) şi la motoarele de automobil datorită avantajelor pe care le oferă faţă 42
de injecţia indirectă şi anume: creşterea economicităţii cu 15...20%; emisii poluante relativ reduse; acelaşi nivel de putere; emisiile de HC, CO aproximativ la fel; conţinut de particule mai mic; pornire mult mai uşoară și utilizarea cu succes a supraalimentării, datorită nivelului termic redus [31]. Dezavantajele majore sunt nivelul ridicat al zgomotului şi emisia de NOx puţin mai mare. Injecţia directă pe perete (cu un singur jet) prezintă o serie de dezavantaje în comparaţie cu injecţia multijet, şi anume: economicitate mai mică; nivel de putere mai redus; presiune medie efectivă mai mică; emisii de HC mai mari; și înălţimea de compresie a pistonului mai mare [31]. Influenţe asupra destinderii şi evacuării. Influenţa esenţială asupra procesului de destindere o manifestă procesul de ardere (durata arderii), care depinde de viteza de ardere a combustibilului. Prin arderea celei mai mari părţi a combustibilului în faza principală de ardere, cresc presiunile şi temperaturile maxime ale ciclului, micşorându-‐se ponderea combustibilului supus arderii în timpul destinderii, ceea ce duce la creşterea exponentului adiabatic de destindere. Asupra mărimii coeficientului adiabatic de destindere o influenţă mare o au turaţia, sarcina, dimensiunile cilindrului etc [21].
Fig. 1.30. Influenţa diametrului orificiului de pulverizare.
Fig. 1.31. Influenţa variaţiei legii de injecţie a combustibilului.
43
v
Turaţia Cu mărirea turaţiei exponentul adiabatic scade, deoarece creşte durata
destinderii, reducându-‐se cantitatea de căldură cedată prin pereţii cilindrului, respectiv cantitatea de gaze pierdută prin jocul dintre cilindrii şi pistoane. În afară de acest lucru la motorul cu aprindere prin comprimare se măreşte durata post arderii în cadrul procesului de destindere, ceea ce conduce la o scădere şi mai pronunţată a exponentului adiabatic [9]. La motoarele cu aprindere prin comprimare o influenţă deosebită asupra valorii exponentului politropic o are postarderea combustibilului, care odată cu mărirea sarcinii (respectiv cu scăderea coeficientului de exces de aer) creşte, iar exponentul politropic scade (Fig. 1.32).
v
Influenţa dimensiunilor cilindrului Influenţa dimensiunilor cilindrului asupra mărimii exponentului politropic
se manifestă în esenţă prin următorii doi factori [12]: • suprafaţa relativă de răcire – care prin micşorare reduce pierderile de căldură prin pereţii cilindrului şi duce la creşterea exponentului politropic; • raportul dintre cursa pistonului şi alezaj – a cărui reducere este posibilă prin mărirea diametrului, reducându-‐se suprafaţa de răcire, rezultând astfel o scădere a exponentului politropic.
Fig. 1.32. Variaţia exponentului politropic cu turaţia. 44
v
Regimul tranzitoriu Influenţează procesul de destindere deoarece este însoţit de variaţii ale
sarcinii şi turaţiei. În regim tranzitoriu, motorul are un decalaj al stării termice faţă de regimul de lucru, ceea ce duce la creşterea pierderilor de căldură prin pereţii cilindrului şi implicit la creşterea exponentului politropic. 1.5. INDICII PRINCIPALI AI MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ. Parametrii indicaţi ai ciclului functional. Parametrii indicaţi ai ciclului funcţional sunt determinaţi pe baza diagramei indicate, diagramă indicată care reprezintă ciclul funcţional al motorului (Fig.1.33). Diagrama indicată se obţine pe cale: •
experimentală (pentru un motor deja construit);
•
teoretică (pentru un motor aflat în stadiul de proiect).
Fig. 1.33. Modelul de calcul a lucrului mecanic indicat (Li) prin utilizarea diagramei indicate.
45
Principalii parametrii indicaţi ai ciclului funcţional sunt: 1. Lucrul mecanic indicat (L i) Conform figurii 1.33 lucrul mecanic indicat efectuat pe parcursul unui ciclu funcţional se obţine prin diferenţa ariilor (A1) şi (A2).
L i = A1 − A 2
(1.29)
2. Presiunea medie indicată (pi) este lucrul mecanic indicat al unităţii de cilindree:
pi =
Li A ⎡ daN ⎤ = ⋅ m ⎢ ⎥ Vs 1 ⎣ cm 2 ⎦
(1.30)
unde: • Vs este cilindreea [cm3]; • A reprezintă aria diagramei indicate [mm2]; • m este scara presiunilor [daN/cm2 mm]. 3. Puterea indicată (Pi) – definită ca fiind raportul dintre lucrul mecanic al ciclului şi timpul necesar efectuării unui ciclu funcţional (t):
p ⋅V L Pi = i = i s t t
(1.31)
Pentru un motor în patru timpi cu un număr de (z) cilindrii, aflat la turaţia (n) vom avea relaţia:
p ⋅V ⋅n⋅z Pi = i s 2 ⋅ 60 ⋅103
[kW]
(1.32)
unde mărimile presiunii indicate sunt în [N/m2] iar a cilindreei în [m3]. 4. Randamentul indicat (ηi) este exprimat de raportul dintre lucrul mecanic indicat produs de un motor şi cantitatea de căldură consumată de acelaşi motor pentru producerea lucrului mecanic indicat.
46
L L L ηi = i = i ⋅ t = ηr ⋅ ηt Q Lt Q
(1.33)
Se observă că randamentul indicat poate fi definit ca produsul randamentului relativ (ηr) (randament care ţine seama de pierderile de căldură) şi a randamentului termic al ciclului teoretic (ηt). 5. Consumul specific indicat de combustibil (ci)
ci =
Ch Pi
⎡ kg ⎤ ⎢ kWh ⎥ ⎣ ⎦
(1.34)
unde: • Ch reprezintă consumul orar de combustibil [kg/h]; • Pi este puterea indicată [kW]. Legătura dintre parametrii indicaţi ai ciclului funcţional este dată de relaţia:
pi =
2 ⋅ 60 ⋅ 103 ⋅ C h Vs ⋅ n ⋅ z ⋅ c i
(1.35)
Parametrii efectivi ai ciclului functional. Parametrii efectivi de caracterizare a funcţionării motorului se consideră a fi următorii: 1. Randamentul efectiv (ηe):
L L L L ηe = e = e ⋅ i ⋅ t = ηm ⋅ η r ⋅ η t Q Li L t Q
(1.36)
unde: • Le este lucrul mecanic efectiv:
L e = η m ⋅ L i
(1.37)
• Lt este lucrul mecanic teoretic; • Q este căldura cedată din sistem; • ηm este randamentul mecanic şi este definit prin relaţia:
L η m= e = Li
p e Pe = p i Pi
(1.38)
2. Consumul specific efectiv de combustibil (ce) reprezintă cantitatea de combustibil consumată de către motor la arborele cotit pentru producerea unui kWh.
47
C Ch 3600 ce = h = = Pe η m ⋅ Pi η e⋅ Q i
⎡ kg ⎤ ⎢ kWh ⎥ ⎣ ⎦
(1.39)
, unde Qi este puterea calorică a combustibilului utilizat [kJ/kg]. Indicii de comparaţie competitivă ai motoarelor. Indicii de comparaţie competitivă ai motoarelor sunt utilizaţi în caracterizarea calităţii unui motor din punct de vedere al construcţiei, al economicităţii şi al exploatării funcţionale (Tabel 1.1). Tabel 1.1. Indicii de comparație ai motoarelor cu ardere internă
Indicii de ecomicitate
Indicii de exploatare
randamentul efectiv,
durabilitatea motorului,
costul combustibilului,
siguranţa în funcţionare,
consumul specific efectiv de
deservirea uşoară,
combustibil, cheltuielile de deservire şi reparaţie,
mersul liniştit şi uniform,
costul motorului.
silenţiozitatea,
pornirea uşoară,
adaptabilitatea la tracţiune,
elasticitatea motorului.
Din punct de vedere constructiv indicii de comparaţie competitivă ai motoarelor sunt consideraţi [7, 21, 12, 21, 22, 51]: 1. Compactitatea Indicele de compactitate reprezintă o cerinţă a unui motor de a avea un gabarit dimensional cât mai redus, lucru ce realizează economii de material şi mărirea spaţiului util din construcţia unui autovehicul. 2. Puterea volumică (litrică) Puterea volumică se defineşte prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor pe unitatea de cilindree.
48
PV =
Pe Vs ⋅ z
⎡ kW ⎤ ⎢ 3 ⎥ ⎣ m ⎦
(1.40)
3. Masa volumică (litrică) Masa volumică reprezintă masa totală a motorului (mM) raportată la cilindreea totală.
mV =
mM Vs ⋅ z
⎡ kg ⎤ ⎢ 3 ⎥ ⎣ m ⎦
(1.41)
1.6. ELEMENTE DE CALCUL A PARAMETRILOR MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ. Elementele de calcul a parametrilor motoarelor cu ardere internă sunt prezentaţi în tabelul 1.2, realizându-‐se o legătură între relaţiile teoretice de calcul şi relaţiile practice de calcul [25, 40]. Corespondenţa realizată ajută în proiectarea motorului sau în determinarea rapidă a valorii unor parametrii ce caracterizează motorul cu ardere internă. O parte din mărimile prezente în cadrul relaţiilor din tabelul 1.2 se pot indentifica în cadrul figurii 1.34.
Fig. 1.34. Schema funcţională a unui motor cu ardere internă în patru timpi (a) şi doi timpi (b).
49
Tabelul 1.2. Elemente de calcul a parametrilor motoarelor cu ardere internă
Relaţii matematice Cilindreea pentru un cilindru: 4 timpi: Vh =
Relaţii numerice
π ⋅ d2 ⋅ s 4
Vh = 0,785 ⋅ 10−3 ⋅ d 2 ⋅ s [cm 3 ]
2 timpi: Vh =
π ⋅ d2 ⋅ st 4
Raportul de compresie: ε =
Vh + Vc Vc
Presiunea finală de compresie: pc = p o ⋅ ε χ Temperatura finală de compresie: Tc = To ⋅ ε χ -1 Cursa pistonului: ⎡ ⎢ l S k = r ⎢1 + − cos ϕ − r ⎢ ⎣
⎤ 2 ⎛ l ⎞ ⎥ ⎜⎜ ⎟⎟ − sin 2 ϕ ⎥ ⎝ r ⎠ ⎥ ⎦
Unghiul la arborele cotit: ϕ = 2 ⋅ π ⋅ n ⋅ t [rad]
ϕ = 6⋅ n ⋅ t
(ϕ în o; n în min-‐1; t în sec)
Viteza pistonului:
v = 2 ⋅ π ⋅ n ⋅ r ⎛⎜⎜ sinϕ + r sin 2ϕ ⎞⎟⎟ ⎝
2l
⎠
50
⎛ ⎞ 1 r ⋅ n ⋅ s ⎜⎜ sin ϕ + sin 2ϕ ⎟⎟ 19100 2l ⎝ ⎠
(v în m/s; n în min-‐1; l, r, s în mm)
Viteza medie a pistonului: v m = 2 ⋅ n ⋅ s
Viteza maximă a pistonului: l/r 3,5 4,0 vmax 1,63vm 1,62vm
v=
vm =
4,5 1,61vm
n ⋅s 30000
Acceleraţia
pistonului
(aproximare):
a k = 2 ⋅ π 2 ⋅ n 2 ⋅ s⎛⎜⎜ cos ϕ + r cos 2ϕ ⎞⎟⎟ l
⎝
⎠
Viteza gazelor in sectiunea supapei: 2
v g = ⎜ d ⎟ ⋅ v m ⎜ d ⎟ v ⎛
⎞
⎝
⎠
ak =
⎛ ⎞ 1 r n 2 ⋅ s ⎜⎜ cos ϕ + cos 2ϕ ⎟⎟ (ak în 18200 l ⎝ ⎠
m/s2) ⎛ d v g = ⎜⎜ ⎝ d v
2
⎞ ⎟ ⋅ n ⋅ s (d, dv în mm) ⎟ 30000 ⎠
Cantitatea de combustibil injectată pe ciclu: VE = Pef ⋅ c e
ρ ⋅ np ⋅ z
VE =
Viteza medie a jetului de combustibil: v d =
2 ⋅ π ⋅ n p ⋅ VE Sd ⋅ α d
Pef =
VH ⋅ p e ⋅ n K
K = 1 pentru motoare în 2 timpi K = 2 pentru motoare în 4 timpi Puterea litrică: PH =
(VE în mm3; Pef în kW; ce în g/kWh; ρ în kg/dm3) vd =
Puterea motorului: P = M ⋅ ω = M ⋅ 2 ⋅ π ⋅ n
Pef VH
1000 ⋅ Pef ⋅ c e 60 ⋅ ρ ⋅ n p ⋅ z
6 ⋅ n p ⋅ VE 1000 ⋅ Sd ⋅ α d
(Sd în mm2; αd în °)
P = M!n!
1 9554
(pentru P în kW; M în Nm) P = M⋅n⋅
1 716,2
(pentru P în CP; M în kpm)
Masa volumică: m v =
m mot Pef
51
4 timpi p= p=
2⋅P VH ⋅ n 4⋅π⋅M VH
4 timpi V ⋅p M d = H e 4⋅π
52
Presiunea pistonului 2 timpi 4 timpi p= p=
P VH ⋅ n
2⋅π⋅M VH
p = 1200
P VH ⋅ n
p = 0,126
2 timpi
M VH
Momentul motor 2 timpi 4 timpi V ⋅p M d = H e 2⋅π
V ⋅p M d = H e 0,126
p = 600
P VH ⋅ n
p = 0,063
M VH
2 timpi V ⋅p M d = H e 0,063
Capitolul 2. Sistemul de injecție KE-‐Jetronic
2.1. PREZENTARE GENERALĂ. Sistemul de injecţie KE-‐Jetronic este primul sistem de injecţie modern (adaptat motoarelor cu aprindere prin scânteie), sistem de injecţie în care sunt integrate din punct de vedere funcţional şi constructiv elemente mecanice, hidraulice şi electronice. Generaţiile ulterioare de sisteme de injecţie dezvoltate au avut ca şi bază de dezvoltare acest tip de sistem de injecţie. Sistemul de injecţie KE-‐Jetronic este un sistem mecano-‐hidraulic, bazat pe principiul sistemului mecanic K-‐Jetronic, cu diferenţa că funcţiile sistemului KE-‐ Jetronic sunt controlate prin intermediul unei unități de control electronic (engl.: ECU – Electronic Control Unit). Utilizarea unității de control electronic în construcţia şi funcţionarea sistemului KE-‐Jetronic, creşte fiabilitatea, îmbunătăţeşte parametrii procesului de injecţie şi poate prelua şi alte sarcini din cadrul instalaţiei de alimentare a unui motor cu aprindere prin scânteie. Componentele care apar în plus faţă de sistemul mecanic de primă generație K-‐Jetronic sunt [27, 39, 40]: • senzorul de volum de aer aspirat în motor; • supapă diferenţială de presiune, cu implicaţii asupra formării amestecului aer-‐combustibil; • regulatorul de presiune, care menţine constantă presiunea de admisie (cu rol suplimentar de obturare a galeriei de admisie la oprirea motorului).
53
2.2. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE. Senzorul de volum de aer, sub formă de disc plat, permite în funcţie de condiţiile de funcţionare a motorului, creşterea sau micşorarea debitului de aer aspirat, ceea ce influenţează în mod direct procesul ulterior de formare al amestecului aer-‐combustibil. Ca şi o funcţie de bază, sistemul de injecţie KE-‐Jetronic (Fig. 2.1) dozează cantitatea de combustibil injectat, în relaţie directă cu cantitatea de aer aspirat. De asemenea, cum s-‐a mai prezentat, diferenţa dintre sistemul de injecţie K-‐ Jetronic şi KE-‐Jetronic rezidă în faptul că ultimul utilizează în funcţionare o unitate de control electronic care analizează datele primite de la senzorii motorului şi transmite comenzile necesare echipamentului de injecţie pentru optimizarea funcţionării motorului. Elementul de bază comandat este injectorul electro-‐hidraulic, care în caz de apariţie a unor eventuale defecţiuni ale unității de control electronic, îşi continuă funcţionarea normală ca şi în cazul unui echipament de injecţie mecanic K-‐Jetronic. 2.3. AVANTAJE ALE UTILIZĂRII SISTEMULUI DE INJECŢIE KE-‐JETRONIC. Reducerea consumului de combustibil. La utilizarea unui sistem de alimentare convenţional apar probleme datorate formării diferitelor amestecuri aer-‐combustibil pentru fiecare cilindru, din cauza diferenţelor de lungime a conductelor de admisiune (procesul de formare a vaporilor de combustibil este influențat de lungimea conductei [39]). Prin utilizarea unui sistem de injecţie controlat electronic de tipul KE-‐ Jetronic, fiecărui cilindru i se repartizează o cantitate de amestec aer-‐combustibil bine determinată, în deplină legătură cu condiţiile momentane de funcţionare ale motorului. Injecţia se efectuează în spatele supapei de admisie, astfel încât combustibilul injectat se amestecă şi se vaporizează sub acţiunea aerului admis în cilindru prin secţiunea de deschidere a supapei de admisie.
54
Astfel, galeriile de admisie au rolul de a realiza admisia aerului şi canalizarea acestuia către cilindrii, caracteristicile geometrice sau constructive neinfluenţând în acest fel cantitatea şi calitatea amestecului aer-‐combustibil repartizat fiecărui cilindru. Din prezentarea funcţională a formării amestecului aer-‐combustibil se deduce că prin utilizarea sistemului de injecţie KE-‐Jetronic, se obţine o optimizare a consumului de combustibil, lucru ce apare pregnant mai ales în regimurile de funcţionare speciale ale motorului (porniri la rece, accelerare, sarcină maximă etc.) [27, 39, 50]. Adaptarea procesului de injecţie în funcţie de regimurile de funcţionare ale motorului. Funcţional, alimentarea cu combustibil a unui motor depinde de regimurile de funcţionare la care acesta se află la un moment dat. Prin achiziţia semnalelor emise de pachetul de senzori montaţi pe motor, unitatea de control electronic intervine asupra procesului de formare al amestecului aer-‐combustibil, prin dozarea justă (scădere sau creştere) a cantităţii de combustibil injectată. Sistemul de injecţie KE-‐Jetronic are în componenţă următorul set de senzori care îi conferă unității de control electronic posibilitatea de analiză a regimului de funcţionare momentan: • senzorul de temperatură a motorului; • senzorul de determinare a poziţiei clapetei de admisie a aerului; • senzorul de determinare a deplasării clapetei obturator aflat pe galeria de admisie. Prin analiza datelor transmise de către aceşti senzori, unitatea de control electronic determină regimul de funcţionare a motorului şi transmite comenzile necesare injectoarelor electro-‐hidraulice, pentru realizarea amestecurilor optime în funcţie de regimul de funcţionare a motorului. Astfel, sistemul de injecţie KE-‐ Jetronic se adaptează rapid tuturor regimurilor posibile de funcţionare a motorului, rezultând creşterea performanţelor dinamice ale motorului.
55
Un alt avantaj al utilizării sistemului electronic KE-‐Jetronic este şi acela prezentat de regimul de pornire la rece, unde datorită dozării optime a amestecului aer-‐combustibil necesar acestui regim special de funcţionare, se realizează o pornire uşoară a motorului cu o emisie redusă de noxe şi produşi solizi de ardere (fum). Pe parcusul perioadelor ce corespund regimurilor de deceleraţie, sistemul de injecţie KE-‐Jetronic opreşte alimentarea cu combustibil, ceea ce duce de asemenea la importante economii de combustibil şi la reducerea emisiilor poluante. Reducerea emisiilor de noxe şi a produşilor solizi de ardere. Reducerea emisiilor de noxe şi a produşilor de ardere se realizează, la utilizarea sistemului de injecţie KE-‐Jetronic, prin două căi. Prima derivă din capacitatea de dozare exactă a combustibilului (şi implicit a optimizării procesului de formare a amestecului aer-‐combustibil), ceea ce duce la creşterea randamentului procesului de ardere, iar a doua utilizează sistemele de reducere a noxelor cu tobă catalitică, sistemul de injecţie KE-‐Jetronic având posibilitatea de a prelucra şi datele transmise unității de control electronic de către sonda lambda. Puterea volumică a motorului mai mare. Puterea mai mare pe cilindree obţinută în cazul unui motor ce utilizează sistemul de injecţie KE-‐Jetronic, faţă de unul ce utilizează un sistem mecanic clasic, derivă din optimizarea realizării amestecului aer-‐combustibil raportat la cerinţele momentane ale motorului (în funcţie de sarcină), ceea ce duce la îmbunătăţirea randamentului procesului de ardere. 2.4. INSTALAŢIA DE ALIMENTARE CU COMBUSTIBIL. Instalaţia de alimentare cu combustibil, ca parte integrantă din cadrul unui sistem de injecţie KE-‐Jetronic, se compune din următoarele: • pompa de alimentare; 56
• acumulatorul de combustibil; • filtrul de combustibil; • regulatorul de presiune; • injectoarele. Constructiv, instalaţia de alimentare a unui sistem de injecţie KE-‐Jetronic diferă foarte puţin de cea a unui sistem de injecţie mecanic clasic. Funcţional, prin intermediul pompei de alimentare electrice (Fig. 2.1), prevăzută cu role, combustibilul este preluat din rezervor şi transmis către acumulatorul de combustibil la o presiune de aprox. 5 bar. Mai departe, combustibilul ajunge la injectoare prin filtrul de combustibil şi canalizaţia conductelor de injecţie. Combustibilul odată ajuns la injectoare, este injectat în mod continuu (denumirea de sistem de injecţie KE-‐Jetronic provine din Kontinue und Elektronik System – lb. germană). Regulatorul de presiune din cadrul instalaţiei de alimentare, are rolul de a păstra presiunea constantă în circuit şi de a returna către rezervor surplusul de combustibil. Prin modul de funcţionare, cât şi prin construcţia instalaţiei de alimentare, se asigură alimentarea cu combustibil la presiunea cerută în mod constant, se previne apariţia golurilor de alimentare şi de asemenea, se elimină posibilitatea de apariţie a fenomenului de vaporizare a combustibilului (cu toate efectele negative pe care acestea le produc în funcţionarea unui motor cu aprindere prin scânteie).
v
Pompa de alimentare Constructiv pompa de alimentare (Fig. 2.2) este o pompă acţionată electric,
prevăzută cu role ca şi element de refulare. Rotorul, care este montat cu excentric faţă de axa longitudinală a carcasei pompei (denumită şi stator), are prevăzute locaşuri de jur împrejurul său, în care sunt poziţionate role cilindrice metalice (Fig. 2.3). Rolele cilindrice presează pe carcasa pompei, datorită forţei centrifuge şi urmează o traiectorie bine stabilită. Combustibilul aflat în cavitatea dintre două role consecutive este antrenat prin mişcarea acestora pe circumferinţa exterioară a carcasei pompei, până când ajunge în dreptul orificiului de refulare, de unde este transmis mai departe în instalaţia de alimentare.
57
Fig. 2.1. Sistemul de injecţie KE-‐Jetronic: 1 – rezervor; 2 – pompă electrică de alimentare; !"#$%&$'$!"#$%&'( ()!*&!#+,&-Ġ#&!. ./01/234567 7?!4.2.+*9*+64*,> e alimentare cu combustibil: 1 – s$471-%*7*(+"&"!" upapă; 2 – intrare !"#$%&$&$!"%&-ă!'(')*+,)ăă!0'!1(,&'7*1+''!)6!)%&>64*,>,(G!0"!"-12/2ă++"5"!"*6%#/#'")$ $471-%*7*(+"&"!"#$%$#")'6%#*819 9/(+""." !"#$%$##"'(')%#*)+","!"-12/2ă+"3"!"*'ú combustibil; 3 – rotor centrifugal; 4 – rotor electric; 5ú*#'")$471-%*7 – supapă; 6*(:! – ieşire combustibil. !"#$%$##"'(')%#*)+","!"--12/2ă+"3"!"*'úú*#'")$471-%*7*(:!
%
%
!"#$%&$'$!# #')Ġ,67'!-+,7!+% %*%+6(!)'7*+,;6