Motoare Cu Ardere Interna [PDF]

Zitiervorschau

1 Noțiunea de motor, în general, presupune o mașină care transforma o formă oarecare de energie în energie mecanica. Motorul termic transforma căldura produsa prin arderea unui combustibil în lucru mecanic, prin intermediul evoluțiilor unui fluid, numit fluid motor. Funcționarea acestor motoare este legată de doua procese distincte: - pe de o parte, arderea combustibilului însoțită de degajare de căldură; - pe de alta parte, transformarea acestei călduri în lucru mecanic. După locul unde se produce arderea combustibilului, motoarele termice se împart în doua mari categorii: a) motoare cu ardere externa; b) motoare cu ardere interna. a) Motoarele cu ardere externa sunt motoarele la care arderea combustibilului se realizează într-un agregat distinct, separat de motor, aerul care furnizează oxigenul necesar arderii, nefiind totodată si fluidul de lucru al motorului. Din această categorie se pot cita mașinile cu abur cu piston, a căror schema de principiu este arătată în fig. 2.1.

Fig. 2.1 Schema de principiu a mașinii cu abur cu piston

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

Fig. 2.3 Motor racheta cu ardere interna

Fig. 2.2 Motor cu ardere interna cu turbina cu gaze în circuit deschis

Clasificarea motoarelor cu ardere interna se poate face după mai multe criterii. Astfel, principalul criteriu de clasificare îl constituie tipul mecanismului motor. Din acest punct de vedere, distingem: - motoare cu ardere interna cu piston, care utilizează un mecanism motor de tip biela manivela, prevăzut cu piston, așa cum se arata în fig. 2.4, în care sunt indicate si o parte din componentele sale. Aceste motoare se bucura de o tehnologie de fabricație foarte bine pusă la punct. Datorită acestui aspect, precum și altor avantaje importante, la ora actuală, în construcția de automobile se folosesc, întro majoritate covârșitoare, motoarele cu ardere internă cu piston, astfel încât, la nivel mondial exista o foarte mare disponibilitate de astfel de unități energetice;

Fig. 2.4 Schema motorului cu mecanism de tip biela manivela

- motoare cu ardere interna rotative, care au în componență un mecanism ce conduce, în principiu, la o mișcare rotativă continua. Dintre acestea, cel mai cunoscut este motorul Wankel, însă, în general, aceste motoare sunt foarte puțin răspândite datorită unor dezavantaje ce nu au putut fi depășite, precum și datorită unor probleme tehnologice. Partile constructive si fazele de lucru ale motorului Wankel sunt prezentate în fig.

Dimensiunile fundamentale ale unui motor cu piston sunt alezajul, D, (diametrul cilindrului) si cursa pistonului, S, care, împreuna cu dispunerea cilindrilor, intervalul dintre axele cilindrilor Δ, raportul Λ dintre raza r a mecanismului motor si lungimea L a bielei, precum si numărul de cilindri, i, determina în ansamblu configurația si dimensiunile motorului cu piston. În faza de concepție a motorului, în general, din perechile de valori (D, S), se alege perechea cea mai convenabila. Criteriul de alegere este valoarea raportului dintre cursa si alezaj, sub forma ψ = S/D, care reprezintă de fapt un criteriu de similitudine geometrica având, pentru motor, un rol determinant din punct de vedere constructiv si funcțional. În funcție de valoarea acestui raport, motoarele cu ardere interna cu piston se clasifica în: - ψ < 1, motoare subpatrate (S < D); - ψ = 1, motoare pătrate (S = D); - ψ > 1, motoare suprapatrate (S > D).

• Unghiul de rotatie al arborelui cotit (α) oRAC – este unghiul format de cotul arborelui cotit cu axa cilindrului. Volumul minim ocupat de gazele din cilindru se numește volumul camerei de ardere sau de comprimare Vc, iar poziția extrema a pistonului corespunde punctului mort interior (prescurtat PMI). Volumul maxim al cilindrului, ocupat de gaze, constituie volumul total al cilindrului, notat cu Va, poziția corespunzătoare a pistonului fiind punctul mort exterior (prescurtat PME). Volumul descris de piston, în cursa S, între PMI si PME se numește cilindree sau capacitate cilindrica, notându-se cu Vs. Suma cilindreelor tuturor cilindrilor reprezintă cilindreea totala sau litrajul, notat cu Vt, astfel încât: Vt = i ×Vs unde i este numărul de cilindri identici ai motorului. Succesiunea proceselor care se repeta periodic în fiecare cilindru formează ciclul de funcționare al motorului.

Numărul de timpi, notat cu τ, ai ciclului de funcționare a motorului constituie un alt criteriu de clasificare. Numărul de timpi reprezintă de fapt, numărul de curse ale pistonului în decursul cărora se efectuează un ciclu motor. Din acest punct de vedere, deosebim motoare sau cicluri motoare în 4 timpi, care se efectuează în 2 rotații ale arborelui motor si motoare sau cicluri motoare în 2 timpi, care se efectuează într-o singura rotație a arborelui motor.

Ciclul motor in 4 timpi

Raportul dintre volumul maxim si cel minim al cilindrului se notează cu ε si se numește raport volumetric de comprimare (el fiind un raport geometric sau volumetric) sau, pe scurt, raport de comprimare:

Ciclul motor in 2 timpi

După cum se observa, din cursa S, numai fracțiunea Su este efectiv folosita pentru comprimare si destindere, restul utilizându-se pentru evacuare si admisie. Corespunzător, raportul de comprimare real, numit si raport de comprimare util, εu, devine:

Un alt criteriu de clasificare îl constituie modul de aprindere a amestecului carburant. Relativ la acest criteriu, distingem: - motoare cu aprindere prin scânteie (prescurtat, MAS), numite si motoare cu aprindere forțată sau comandată, deoarece aprinderea amestecului dintre aer si combustibil se face prin intermediul unei scântei electrice, produse de o bujie si declanșată într-un moment bine definit al ciclului de funcționare al motorului; la acest tip de motoare, care sunt motoare cu ardere la volum constant. - motoare cu aprindere prin comprimare (prescurtat MAC), numite si motoare Diesel, după numele celui care, a introdus acest ciclu de lucru, sunt motoare la care arderea este declanșată în urma aprinderii combustibilului injectat în aerul din camera de ardere, puternic încălzit prin comprimare; Alt criteriu de clasificare îl constituie caracterul procesului de ardere. Din acest punct de vedere se pot stabili trei categorii de motoare descrise în continuare. a)Motoare cu ardere la volum constant, la care deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere este redusa, determinând o evoluție a acestui proces după o curba apropiata de izocora, corespunzând porțiunii c – z, din fig. 2.8 a; ciclul lor de referință este ciclul Otto b) Motoare cu ardere la presiune constanta, caracterizate prin faptul ca deplasarea pistonului pe durata procesului de ardere este mai mare decât în cazul anterior, determinând o evoluție a acestui proces după o curbă apropiata de izobara, reprezentata prin porțiunea c – z în fig. 2.8 c; ciclul lor teoretic este ciclul Diesel. c) Motoare cu ardere mixta, adică ardere la volum si la presiune constante, la care procesul de ardere este dirijat astfel încât evoluția sa decurge parțial după o curba ce poate fi asimilata cu o izocora, ce corespunde porțiunii c – y si parțial după o curba ce poate fi asimilata cu o izobara redata prin porțiunea y – z, în fig. 2.8 b;

Cantitatea de combustibil si de aer care participa la ardere se corelează printr-un criteriu numit dozaj. Un mod de apreciere a dozajului este coeficientul de dozaj:

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

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

si în cazul teoretic este:

Observație: Ambii coeficienți prezintă dezavantajul ca nu precizează în mod direct calitatea amestecului: sărac, bogat si mai ales cât de sărac sau cât de bogat; în plus, valorile absolute ale coeficientului sunt legate de natura combustibilului (d tbenzina=1/14,8; dtmotorina=1/14,5). Acest inconvenient se evita prin folosirea coeficientului de îmbogățire:

Dar, pentru a permite uniformizarea modului de exprimare si de calcul în domeniul mașinilor si instalațiilor termice, se folosește si coeficientul de exces de aer care este raportul dintre cantitatea de aer de care dispune 1 [kg] de combustibil, Gaer si cantitatea de aer necesara pentru arderea stoechiometrica, teoretica, a acestei cantități de combustibil, Gaert,

Între mărimile definite, exista relațiile:

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

În continuare, se menționează ca dispunerea cilindrilor poate constitui, în egala măsura, un criteriu de clasificare a motoarelor cu ardere interna cu piston, indiferent de destinația acestora.

2 In condițiile actuale, in care se pune tot mai acut problema folosirii raționale a combustibilului la aprecierea unui motor interesează principalii indici de economicitate: • Randamentul efectiv (tine seama de pierderile termice si mecanice ale motorului); Q i = Qe + L m Qi căldura introdusă prin arderea combustibilului . Qe căldura pierdută în ciclu termodinamic (căldura pierdută prin gazele de ardere evacuate, căldura pierdută prin sistemul de răcire, căldura pierdută prin circulația uleiului, căldura radiată de motor în mediu) Lm = Lmu + Lmf unde Lmu este lucrul mecanic util și Lmf este lucrul mecanic funcțional ce cuprinde lucrul mecanic pierdut prin frecare și lucrul mecanic consumat pentru antrenarea mecanismelor auxiliare ale motorului.

• Consumul specific efectiv de combustibil (consumul de combustibil necesar producerii unei unități de energie, in g/kWh) Alți indici care trebuie luați in considerare in aprecierea unui MAI sunt: • Indici de economicitate (costul combustibilului cu care funcționează, costul motorului, durabilitatea motorului, cheltuielile de exploatare si reparație a motorului); • Indici constructivi - masa specifica, notata cu Ms, definita ca raportul dintre masa motorului uscat, Musc, si puterea sa efectiva: [kg/kW]; unde masa motorului uscat este masa motorului fără lubrifianți si lichid de răcire, exprimata în [kg].

-puterea litrică, notata PL, reprezentând raportul dintre puterea efectiva si cilindreea totala a motorului (litrajul), [kW/litru] -Turația motorului se notează cu n - Viteza medie a pistonului, simbolizata cu wp, poate constitui, de asemenea, un criteriu de clasificare a motoarelor, putând fi considerata în același timp si un criteriu de apreciere a turației. Viteza medie condiționează solicitările termice si mecanice precum si uzarea organelor mecanismului motor. Relația pentru determinarea vitezei medii a pistonului este: [m/s]

UNITĂȚI DE MĂSURĂ Forțe (N) Newton 1(N) = 1Kg*m/s2 forța care imprimă masei de 1Kg o accelerație de 1m/s2 (Kgf) Kilogram forță 1(Kgf) = forța care imprimă masei de 1 Kg o accelerație egală cu accelerația gravitațională g 1Kgf = 9,8066 kg*m/s2 = 9,8066 N = 0,98066 daN 1 N = 0,10197 Kgf 1daN = 1,0197 kgf Presiuni (Pa) Pascal – un pascal corespunde unei presiuni de 1 N/m2 1(Pa) = 1 N/m2 = 10-5 daN/cm2 1 bar = 105 N/m2 = 0,1 MPa = 1 daN/cm2 = 1,0197 Kgf/cm2

1 kgf/cm2 = 0,98066 bari = 0,098066 MPa Energia și lucrul mecanic (J) jouli 1 J = 1 N*m = 0,10197 Kgf*m 1 Kgf*m = 9,8066 J Căldura (energia termică) (J) 1 Kcal = 426,8 Kgf*m = 426,8*9,8066 J = 4185,5 J = 4,1855 KJ 1 J = 1/4185,5 Kcal = 2,389*10-4 Kcal 1 Kgf*m = 1/426,8 Kcal = 2,343*10-3 Kcal Putere (W) Watt 1 W = 1 J/s 1 CP = 75 Kgf*m/s 1 CP = 75*9,8066 J/s = 735,5 W = 0,736 KW 1KW = 103*0,10197/75 CP = 1,36 CP Combustibili pentru motoare cu ardere interna Motoarele termice utilizează drept sursa de energie un combustibil care prin ardere in anumite condiţii în prezenta aerului furnizează o cantitate de căldura ce se transforma in energie mecanică. Combustibili cei mai des folosiţi pentru motoarele cu ardere interna provin din ţiţei, care este supus unui ansamblu de tratamente chimice si fizice. Principalele elemente chimice care intră în compunerea actualilor combustibili sunt carbonul, hidrogenul și oxigenul. Aceşti combustibili datorita caracteristicilor funcţionale ale motoarelor in care se folosesc, sunt diferenţiaţi in: benzine – pentru motoarele cu aprindere prin scânteie motorine – pentru motoarele cu aprindere prin compresie Combustibili pentru motorul cu aprindere prin scânteie

Combustibililor folosiți în motoarele cu aprindere prin scânteie li se impun unele condiții, printre care: - să posede un potențial energetic cât mai ridicat; - să asigure o curgere neîntreruptă de la rezervor la carburator sau injectoare; - să formeze un amestec carburant omogen; - să asigure o vaporizare și o pulverizare pe cât posibil completă; - să asigure o ardere normală fără detonații sau aprinderi secundare; - să nu fie corosivi; - să posede o mare stabilitate fizică și chimică în cazul unei păstrări îndelungate. Aceste condiții sunt influențate de proprietățile fizico-chimice ale combustibililor: - densitatea; - vâscozitatea; - volatilitatea; - compoziția fracționată; - căldura de vaporizare; - tensiunea superficială; - puterea calorică; - rezistența la detonație. Densitatea Densitatea reprezintă masa unităţii de volum.

Debitul masic a unui jiclor de combustibil, la o sarcină și o turație constante este direct proporțional cu rădăcina pătrată a densității combustibilului, la o temperatură dată t : √

√

Unde:μ - coeficientul de debit al jiclorului de secțiune S; ∆pd – căderea de presiune din secțiunea minimă a difuzorului. Relația de mai sus arată că o dată cu creșterea densității, se mărește debitul masic de combustibil, altfel spus dacă se utilizează un combustibil cu densitate mai mare , consumul de combustibil al motorului scade, deoarece pentru a obține aceeași putere e necesar un debit volumic ciclic de combustibil mai mic.

Densitatea produselor petroliere se raportează la densitatea apei distilate la temperatura de +4℃ și presiune de 760 mmHg. Rezultă astfel o mărime adimensională numită, densitatea relativă care se notează cu d420. Pentru o anumită temperatură t densitatea relativă se calculează cu relația: (

)

Unde: c reprezintă coeficientul de corecție pentru dilatarea lichidelor la o variație de temperatură de 1℃.

Vâscozitatea Reprezintă proprietatea acestora de a se opune tendinței de deplasare relativă a straturilor componente, datorită forțelor de atracție moleculară. Cu creșterea masei moleculare, vâscozitatea produselor petroliere se mărește, iar cu ridicarea temperaturii se micșorează. La calculul capacității de trecere a jicloarelor carburatoarelor sau a elementelor de dozare ale sistemelor de injecție trebuie să se aibă în vedere că odată cu scăderea temperaturii cresc concomitent densitatea și vâscozitatea combustibilului. La scăderea temperaturii vâscozitatea combustibilului crește mult mai repede decât densitatea acestuia, de aceea debitul masic prin elementele de dozare se micșorează( scăderea debitului masic datorită creșterii vâscozității combustibilului este mai accentuată decât mărirea debitului datorită creșterii densității). Mai trebuie menționat că pe timp rece , când temperatura aerului în admisie scade, se produce și mărirea debitului masic de aer. Ambele fenomene prezentate au ca urmare o sărăcire accentuată a amestecului carburant. Volatilitatea Volatilitatea se măsoară prin determinarea presiunii vaporilor saturaţi ai carburantului. Ea se determină conform STAS 121-80 cu aparatul Reid, drept pentru care se mai numeşte şi presiune Reid. Pentru benzinele romaneşti presiunea de vapori Reid are valori de 500 ... 600 torri. Cu cât presiunea de vapori Reid e mai mare, cu atât conţinutul de fracţiuni uşoare este mai mare, influenţând corespunzător temperatura de pornire. Compoziţia fracționată a combustibililor Prin compoziţie fracţionată a combustibilului se înţelege compoziţia pe fracţiuni, conform STAS 36-67, determinată în aparate STAS sau ASTM (American Society for Testing and Materials). Compoziţia fracţionată este caracterizează de curba de distilare fracţionată ASTM prezentată în figura de mai jos.

Curba 1 s-a obţinut pentru white-spirit, curba 2 pentru benzină , iar curba 3 pentru motorină. În ordonată se reprezintă volumul distilat, în procente, iar în abscisă temperatura de distilare. Principalele puncte caracteristice sunt reprezentate pentru curba 2. Acestea sunt: - tid - temperatura de început de distilare; - t10% - temperatura la care distilează primele 10 procente şi care dă o imagine clară asupra conţinutului de fracţiuni uşoare. Conţinutul de fracţiuni uşoare (deci t10%) influenţează: - comportarea la rece a motorului; - pornirea motorului; - dopurile de vapori, percolarea şi givrajul; - t50% - temperatura la care au distilat 50 procente din cantitatea iniţială şi care dă o imagine asupra conţinutului de fracţiuni medii. Acestea (deci t50%) influenţează:

- calităţile de repriză şi accelerare la motorul cald; - omogenizarea amestecului carburant; - consumul de combustibil în perioada încălzirii; - t90% - temperatura la care au distilat 90 procente din cantitatea de combustibil şi care caracterizează conţinutul de fracţiuni grele. Acestea (deci t90% ) influenţează: - neuniformitatea distribuirii amestecului pe cilindri; - ancrasarea bujiei şi uzura motorului; - diluarea uleiului (uzura motorului); - diferenţele de sensibilitate între cilindri privind înclinarea la detonaţie . Temperatura de pornire este temperatura minimă a mediului ambiant la care un combustibil poate asigura pornirea motorului. Ea este influenţată de conţinutul în fracţiuni uşoare, conform relaţiei: tamin = 0,5 t10% + 0,33 tid - 67,17 [ºC] Dopurile de vapori sau aşa-zisul fenomen "vapor-lock", sunt condiţionate de conţinutul de fracţiuni uşoare. Acestea, prin încălzire se dilată mărindu-şi volumul de 150-200 ori, afectând debitul pompei de combustibil în sensul scăderii lui. Amestecul carburant va deveni foarte sărac, iar motorul se va opri. Acest fenomen apare mai ales la pompele de combustibil cu productivitate mică. Formarea dopurilor de vapori se evită parţial dacă se îndeplineşte condiţia : t10% ≥ ta + 46,5 [ºC] unde: ta - temperatura mediului ambiant . Puterea calorică Prin putere calorică se înţelege cantitatea de căldură care se degajă prin arderea completă a unui kilogram de combustibil lichid sau a unui metru cub normal de combustibil gazos. Se măsoară în[kcal/kg]; [kJ/kg] sau [Kcal/N·m3]; [kJ/N·m3]. Dacă puterea calorică include şi căldura de vaporizare a apei înglobate în combustibil ea se numeşte putere calorică superioară (Pcs). Dacă din aceasta se scade căldura necesară vaporizării apei se obţine puterea calorică inferioară (Pci).

Cifra octanică Cifra octanică este proprietatea combustibililor pentru motoarele cu aprindere prin scânteie care caracterizează rezistenţa la detonaţie a acestora .Prin cifra octanică se înţelege conţinutul procentual, în volume, de izooctan, dintr-un amestec etalon de izooctan şi n-heptan care în condiţii standard de încercare pe motoare CFR se comportă identic din punct de vedere al rezistenţei la detonaţie ca şi benzina testată . Amestecul etalon este realizat din două hidrocarburi de referinţă: izooctanul C 8H18 căreia i se atribuie în mod convenţional cifra octanică 100 şi n-heptanul C7H16 căruia i se atribuie cifra octanică zero . Pentru determinarea cifrei octanice a unei benzine există două metode de laborator: "metoda Research " cu ajutorul căreia se determină CO/R şi "metoda Motor" cu ajutorul căreia se determină CO/M. Ambele metode utilizează un motor monocilindric cu raport de comprimare variabil, de tip CFR-ASTM sau IT 9 - 2. Metoda Research ( CO/R), care se aplică la o turaţie a motorului de 600 rpm (rotaţii pe minut); Metoda Motor ( CO/M ), care se aplică la o turaţie a motorului de 900 rpm. Metoda CO/R este preferată pentru caracterizarea benzinelor utilizate pentru automobile. Metoda CO/M este utilizată pentru caracterizarea benzinelor necesare în aviație. În Europa şi Australia, cifra octanică afişată la pompele de benzină este CO/R. Instalaţia de măsurare a standului poate măsura intensitatea detonaţiei în motor, acesta fiind alimentat pe rând cu două amestecuri etalon (ale căror cifre octanice trebuie să încadreze cifra octanică prezumtivă a benzinei testate) şi cu benzina supusă testării. Schema detectorului de detonaţie este dată în figură unde s-au făcut notaţiile: 1 - piston; 2- membrană metalică plasată într-un decupaj al chiulasei; 3 - tijă; 4-platinele pinului electromecanic; 5- termocuplu; 6 - miliampermetru cu 100 gradaţii convenţionale; 7 bateria de acumulatori; 8 - rezistor de sarcină ; 9- bujie; 10- mecanism melc roată melcată pentru deplasarea axială a cilindrului, în scopul varierii raportului de comprimare; 10 - cilindru turnat monolit cu chiulasa.

De asemenea, valoarea de 100 a cifrei octanice nu este limitativă; există combustibili cu rezistenţă la detonaţie mai mare decât izooctanul, adică substanţe cu CO > 100; astfel de combustibili sunt: benzina de curse, benzina de aviaţie (AvGas), gazul petrolier lichefiat (GPL), alcoolul etilic (CO / R = 129). Aditivi pentru combustibili Aditivii sunt substanţe introduse in carburanţi in vederea îmbunătăţirii acestora. Aditivi pentru benzine: aditivi antidetonanţi (împiedica autoaprinderea, măresc cifra octanica) aditivi anticorozivi (reduc coroziunea pieselor metalice ce intra in contact cu benzinele) aditivi degivranţi (au rolul de a împiedica formarea gheţii pe carburator, produsă de evaporarea benzinei). Combustibili pentru motorul cu aprindere prin comprimare Cifra cetanică Cifra cetanică este proprietatea combustibililor pentru m.a.c.-uri care caracterizează calităţile de autoaprindere.

Prin cifră cetanică se înţelege conţinutul procentual, în volume de cetan dintr-un amestec etalon de cetan şi α - metil-naftalină care în condiţii standard de încercare (STAS 6918 - 64) are aceeaşi sensibilitate la autoaprindere ca şi combustibilul testat. Cetanul C16H34. este e hidrocarbură alcanică ce se autoaprinde uşor şi căreia i se atribuie convenţional cifra cetanica CC = 100. Cea de a doua hidrocarbură este o hidrocarbură aromatică α - metil-naftalina C11H10 cu o mare rezistenţa la autoaprindere şi i se atribuie cifra cetanică CC=0. Metodele cele mai utilizate pentru determinarea cifrei cetanice sunt, în ordinea preciziei, următoarele: a - metoda coincidenţei autoaprinderilor; Metoda coincidenţei autoaprinderilor constă în utilizarea pe motorul monocilindric IT 9-3 a trei combustibili: două amestecuri etalon, cu cifrele cetanice cunoscute CC1 şi CC2, şi motorina de testat cu cifra cetanică necunoscută CCx; motorul trebuie să prezinte aceeaşi întârziere la autoaprindere indiferent de combustibilul utilizat şi acest lucru se obţine prin schimbarea raportului de comprimare ( ε1 - pentru primul amestec etalon, ε2 pentru al doilea amestec etalon şi εx - pentru motorina încercată, toate aceste valori fiind cunoscute). Relaţia de calcul este:

Dacă cifra cetanică este determinată prin metoda coincidenţei autoaprinderilor ea se poate nota astfel: CC/MC

figura 1

figura2

figura 3

In figurile 1,2,3 se evidenţiază influenţa cifrei cetanice asupra unor proprietăţi de exploatare. Astfel rezultă că în cazul motorinelor cu cifra cetanică mică se înrăutăţesc calităţile de pornire ale motoarelor , se accentuează formarea depozitelor în poarta supapelor şi în camera de ardere, creşte emisia de fum în evacuare , creşte timpul de întârziere la autoaprindere "τia" (favorizând apariţia detonaţiei diesel), dar scade consumul specific de combustibil . Dacă cifra cetanică este mare efectele negative remarcate anterior dispar, dar creşte consumul specific de combustibil şi valoarea punctului de congelare "t cong" (ceea ce periclitează funcţionarea motorului în anotimpul rece) . Rezultă deci că cifra cetanică trebuie să aibă o valoare de compromis, care la motorinele româneşti variază în limitele 40...45. Indicele diesel (ID) este un parametru de apreciere mai rapidă a sensibilităţii motorinelor la autoaprindere. El se determină prin calcul cu relaţia de mai jos, unde: dAPI - densitatea combustibilului în grade API (American Petroleum Institute ) ; A - punctul de anilină al motorinei, în °F .

figura 4 Cunoscând valoarea Indicelui Diesel se poate determina operativ valoarea cifrei cetanice utilizând fie nomograma prezentată în figura 4., fie relaţia ,unde "tm" este temperatura medie de fierbere a motorinei în °C CC = 0,666 ID + 0,1224 tm - 19,824 Punctul de anilina reprezintă temperatura minimă la care un volum de anilină (C6H5-NH2) se amestecă complet cu un volum egal de motorină. Valoarea punctului de anilina este cu atât mai mare cu cât motorina este mai bogată în hidrocarburi aromatice. Relaţia între densitatea API si densitatea relativă măsurată la 15oC, d15, este: d [oAPI] = (141,5 : d15) – 131,5 Aditivi pentru motorine Tip de aditiv

Acţiune

Acceleratori de ardere

Favorizează procesul de ardere, măresc valoarea CC

Antioxidanţi

Reduc viteza reacţiilor de oxidare şi formarea compuşilor insolubili

Anticorozivi

Micşorează efectul coroziv al motorinei şi al produşilor de ardere

Dispersanţi, detergenţi

Dispersează depunerile în particule uşor antrenabile în gazele de ardere

Anticongelanţi

Determină scăderea punctului de congelare şi împiedică gelifierea

Aditivi contra fumului

Reduc emisia negrului de fum în gazele de eşapament

Lubrifianţi Uleiuri (lubrifianți) Rol Proprietăți Funcționarea organelor în mișcare este foarte mult influențată de tipul și calitatea uleiului utilizat, care trebuie să adere bine la cele doua suprafețe în mișcare, iar pelicula (filmul) de ulei să fie continuă și să nu se întrerupă din cauza presiunii exercitate în cupla de frecare. De aceea, la alegerea uleiului trebuie sa se tina seama de proprietățile lor fizico-chimice. Este foarte important să se țină cont de tipul de ulei recomandat de uzina constructoare iar înlocuirea uleiului și a filtrului de ulei să se facă în concordanță cu recomandările constructorului precum și cu recomandările producătorului uleiului. Rol 1. Reduce uzura prin reducerea frecărilor interioare ale suprafețelor metalice, astfel se îmbunătățește eficiența motorului și se reduce consumul de carburant; 2. Răcește cuplele de frecare; 3. Protejează împotriva coroziunii, reduce expunerea la oxigen și oxidării la temperaturi înalte, garantând eficiența și durabilitatea motorului ; 4. Asigură eliminarea particulelor de uzură din cuplele de frecare

Principalele proprietăți ale uleiurilor: - Viscozitatea reprezintă rezistența opusă de fluid (frecarea) ce apare la deplasarea în sens opus a două straturi de lubrifiant vecine din filmul de ungere, datorită acestei proprietăți lubrifiantul poate să umple spațiul dintre suprafețele în mișcare, separându-le complet. - Indicele de vâscozitate indică variația vâscozității în raport cu temperatura și depinde de natura uleiului și de procedeul de rafinare prin care a fost obținut uleiul. Trebuie ținut seama, că o dată cu creșterea temperaturii,(uleiul se subțiază), viscozitatea scade și filmul de lubrifiant se poate rupe, provocând contactul metal pe metal și deci uzura. - Densitatea uleiului reprezintă masa unității de volum. - Onctuozitatea reprezintă proprietatea uleiurilor de a adera la suprafețele pieselor - Punctul de inflamabilitate reprezintă temperatura minima la care se formează la suprafața uleiului vapori inflamabili care, la apropierea unei flăcări, se aprind. - Punctul de ardere este temperatura la care arde uleiul, si este cu 40 ... 50°C mai ridicată decât punctul de inflamabilitate. - Punctul de autoaprindere reprezintă temperatura la care uleiul se aprinde singur, fără existența unei flăcări, și depinde de condițiile de lucru și de posibilitatea formarii unui amestec de ulei cu aer sau cu combustibil. - Punctul de congelare reprezintă temperatura cea mai coborâtă la care un ulei lubrifiant încetează, practic, sa mai curgă. - Impuritățile solide reprezintă totalitatea corpurilor străine insolubile din uleiuri; Fiecărui ulei îi corespunde o anumită cifra de impurități, de exemplu, uleiurile de motor au cifra 0% (respectiv nu cuprind impurități), iar uleiurile de transmisii auto au cifra de impurități 0,015%. - Conținutul de cenușă permite aprecierea gradului de impurificare a uleiului. În uleiurile proaspete cenușa (adică reziduul mineral rezultat din arderea uleiului) nu trebuie să depășească 0,02%. - Tendința de cocsificare indică tendința de a se forma reziduuri de cocs și de cocsificare în camera de ardere sau la suprafața supapelor unui motor

Clasificarea uleiurilor de motor Clasificarea după compoziţie După compoziţia uleiurilor acestea se împart in 3 tipuri: minerale, semi sintetice şi sintetice. Uleiurile sintetice şi semi sintetice au calităţi mai bune decât cele minerale, dar in general sunt mai scumpe. De cele mai multe ori nu este recomandat sa folosim uleiuri sintetice la motoarele proiectate sa funcţioneze cu uleiuri minerale, deoarece aceasta fiind mai fluide poate duce la scurgeri de ulei prin sistemul de garnituri. Clasificarea API Clasificarea API (American Petroleum Institute) împarte uleiurile de motor în două categorii "S" (S este inițiala cuvântului „spark") şi "C" (C provine de la „compression) Inscripţia este formată din două litere, prima arătând apartenenţa la una din cele două categorii, iar a doua literă determina nivelul proprietăţilor de exploatare astfel: SA este un ulei mineral fără aditivi, SB are ceva aditivi antiuzură și anticoroziune. Aceste uleiuri se pretează la motoare lente, slab solicitate termic și mecanic, concepute înainte de 1968. SC, SD si SE sunt indicate pentru motoarele anilor 70, iar de la SF în sus aditivarea din ce în ce mai consistentă satisface motoarele moderne, cu toleranțe foarte mici între piesele în frecare și intens solicitate mecanic, termic, chimic și la uzură. De asemenea în cazul motoarelor diesel CA indica un ulei bun pentru motoare diesel lente (care nici nu mai echipează autovehicule), CD este deja uleiul pentru turbodiesel-urile moderne. Cu cat a doua literă se află mai aproape de începutul alfabetului, cu atât sunt mai slabe din punct de vedere al proprietăţilor de exploatare a uleiului. Uleiurile CD şi CF se împart în uleiuri pentru motoare in 2 şi în 4 timpi, aceasta fiind determinate de o cifră adăugată clasificării, de ex. CD-2, CF II, CF-4. Cele mai multe din uleiuri sunt universale - sunt folosite atât în motoare diesel cât şi în motoare pe benzină. Principala destinaţie a uleiului este determinata de primele două litere. De exemplu: CF/SL, CD/SF, SF/CC etc. Motoare pe benzina Clasificare Statusus

Observatii

SM

In uz

Pentru toate automobilele folosite in prezent. Categoria a fost introdusă la 30 Nov 2004. Pentru toate motoarele performante produse în prezent, având o protecție îmbunătățită împotriva depozitelor și lucrului la temperaturi scăzute. Unele uleiuri pot primi specificația "Energy Saving".

SL

In uz

Pentru motoare din 2004 şi mai vechi. A fost introdusa începând cu iulie 2001.

SJ

In uz

Pentru toate motoarele folosite in prezent. A fost introdusa in clasificările API după 1996. Este mai eficienta decât SH in ceea ce privește stabilitatea la oxidare la temperaturi înalte, compatibilitatea cu catalizatorul, spumare redusa.

Motoare Diesel Clasificare Status

Observatii

CJ-4

In uz

Cea mai înalta clasa de performanta pentru motoarele pe motorina după clasificarea API. In Septembrie 2006, API a început certificarea uleiurilor si pentru standardul CJ-4. Acesta se adresează motoarelor in 4 timpi Diesel, echipate sisteme de control al emisiei cu filtre de particule si alte sisteme moderne.

CI-4

In uz

Introdusă in 2002. Pentru motoare in patru timpi proiectate să corespundă normelor de emisie conform standardelor din 2004. Uleiurile CI-4 sunt fabricate pentru a susţine durabilitatea motoarelor cu re circulare a gazelor de eşapament (EGR) şi motoare care folosesc motorină cu conţinut de sulfuri de pană la 0.5%. Poate fi folosit in loc de CD, CE, CF-4, CG-4 şi CH-4

CH-4

In uz

Introdusă in 1998. Pentru motoare in patru timpi proiectate să corespundă normelor de emisie conform standardelor din 1998. Uleiurile CH-4 au o compoziţie specială pentru a fi folosite in motoare care sunt alimentate cu motorină cu conţinut de sulfuri de pană la 0.5%. Poate fi folosit in loc de CD, CE, CF-4, CG-4

CG-4

In uz

Introdusă in 1995. Pentru motoare in patru timpi. Uleiurile CG-4 au o compoziţie specială

pentru a fi folosite in motoare care sunt alimentate cu motorină cu conţinut de sulfuri mai mic de 0.5%. Poate fi folosit in loc de CD, CE, CF-4. CF-4

In uz

Introdusă in 1990. Pentru motoare in patru timpi atmosferice sau turbo. Poate fi folosit in loc de CD, CE

CF-2

In uz

Introdusă in 1990. Pentru motoare in doi timpi. Poate fi folosit in loc de CD-II

CF

In uz

Introdusă in 1994. Pentru motoare in patru timpi cu injecţie indirectă sau oricare alte motoare diesel inclusiv care sunt alimentate cu motorină cu conţinut de sulfuri mai mare de 0.5%. Poate fi folosit in loc de CD

Clasificarea SAE Societatea Inginerilor de Automobile (Society of Automotive Engineers). SAE, înființată în 1911, a propus standardul care îi poartă numele, prin calcularea timpului mediu de scurgere a uleiului respectiv printr-un orificiu dat. Gradul de vâscozitate SAE nu este altceva decât intervalul de timp exprimat in secunde. SAE a propus sistemul în trepte: astfel dacă un ulei auto are timpul de scurgere intre 5 secunde și 14 secunde, acesta are gradul de vâscozitate SAE 10, si tot așa pana la SAE 50. Grad SAE

Timpul de scurgere (s)

Vâscozitatea în CentiStokes la 100° C

10

< 14

4.00 ( 2 - 5)

20

15 la 24

7.45 ( 6 - 8)

30

25 la 34

10.90 ( 9 - 12)

40

35 la 44

14.40 (13 - 16)

50

peste 45

19.10 (17 - 21)

Principalele proprietăţi ale uleiurilor de motor sunt vâscozitatea şi dependenţa acesteia de temperatură într-o plajă mare de temperaturi. (de la temperatura minimă la care porneşte motorul iarna pană la temperatura maximă de funcționare pe timp de vară) determina clasificarea internaţională SAE J300. Această clasificare împarte uleiurile de motor în 6 tipuri de iarnă (0W, 5W, 10W, 15W, 20W, 25W) şi 5 tipuri de vară (20, 30, 40, 50, 60). Uleiurile de motor pentru toate anotimpurile sunt clasificate printr-o pereche formata dintr-o clasa de iarnă şi una de vară, de exemplu 10W-40. Metodele folosite in evaluarea conform clasificării SAE J300 oferă informaţii despre temperaturile limită la care electromotorul poate pune in funcțiune motorul şi pompa de ulei poate sa pompeze uleiul sub presiune in cazul unei porniri pe timp de iarna. Clasificare SAE a vâscozităţii uleiurilor de motor, în funcţie de temperatura mediului.

A = ulei obişnuit, “monograd” B = ulei “multigrad” C = ulei cu capacitate de ungere îmbunătăţită Clasificarea ACEA 2007 Clasificarea ACEA - Association des Constructeurs Europeens de L'Automobiles. ACEA a fost adoptată in Europa in 1995.Din asociația ACEA fac parte companii ca BMW, Volkswagen, Daimler-Crysler, MAN, Porche, Volvo, Renault, SAAB-Scania, Rolls-

Royce, Fiat, RVI, Ford-Europe, Rover, Iveco, DAF, GM-Europe. Acesta este motivul pentru care uleiurile de proveniență USA in general nu prezintă clasificări de producător.

Clasificare

Categ. Domeniul de utilizare şi proprietăţile uleiului

Motoare pe benzină si diesel (autoturisme) А1/B1 Destinate motoarelor pe benzină si diesel .Special destinat pentru a micșora forţa de frecare, salvează energia, au viscozitate scăzută la temperaturi mari (2.6 - 3.5 mPa.s). А3/B3 Ulei foarte stabil destinate pentru utilizarea in majoritatea motoarelor pe benzina sau diesel cu interval lărgit de schimbare a uleiului. Nu se folosește in motoare puternic exploatate. А/B

А3/B4 Rezistent la distrugere. Destinate pentru motoarele benzina sau diesel puternic exploatate şi/sau exploatare cu intervale mari de schimb a uleiului (după recomandările producătorilor motorului) şi/sau folosirea in toate anotimpurile şi/sau exploatarea in condiţii grele (specificate de producătorul motorului) А5/B5 Rezistent la distrugere. Destinate pentru motoarele puternic exploatate in care este posibilă utilizarea uleiurilor care micşorează forţa de frecare, au viscozitate scăzută la temperaturi mari. (2.9 3.5mPa.s). Posibil sa nu poată fi folosite in unele motoare.

Uleiuri compatibile cu convertizoarele catalitice

C1

Destinate motoarelor automobilelor echipate cu catalizator cu trei cai (TWC) si filtru de particule diesel (DPF). De asemenea destinat motoarelor performante pe benzina sua diesel care necesita fricțiune si vâscozitate scăzuta la temperaturi mari de funcționare (HTHS > 2.9 mPa.s) Aceste uleiuri măresc semnificativ durata de viață a filtrului de particule diesel si a catalizatorului. Atenție: Aceste uleiuri se afla la limita admisa în ceea ce privește conținutul de cenușă, fosfor si sulfuri (SAPS) făcându-le de neutilizat pentru anumite tipuri de motoare. Consultați manualul mașinii.

C2

Destinate motoarelor automobilelor echipate cu catalizator cu trei cai (TWC) si filtru de particule diesel (DPF). De asemenea destinat motoarelor performante pe benzina sua diesel care necesita fricțiune si vâscozitate scăzuta la temperaturi mari de funcționare (HTHS > 2.9 mPa.s) Aceste uleiuri măresc semnificativ durata de viață a filtrului de particule diesel si a catalizatorului.

C3

Destinate motoarelor automobilelor echipate cu catalizator cu trei cai (TWC) si filtru de particule diesel (DPF). Aceste uleiuri măresc semnificativ durata de viață a filtrului de particule diesel si a catalizatorului.

C4

Destinate motoarelor automobilelor echipate cu catalizator cu trei cai (TWC) si filtru de particule diesel (DPF). De asemenea destinat motoarelor performante pe benzina sau diesel care necesita un conținut scăzut de cenușă, fosfor si sulfuri precum si un HTHS > 3.5 mPa.s) Aceste uleiuri măresc semnificativ durata de viață a filtrului de particule diesel si a catalizatorului.

C

Motoare diesel puternic exploatate (camioane) Е2

Destinate motoarelor diesel turbo sau simple, instalate pe camioane care lucrează in condiţii medii sau grele cu interval normal de schimb a uleiului.

Е4

Uleiuri stabile care asigura un excelent grad de curățare a pistonului precum si o ungere perfecta. Destinat motoarelor diesel care satisfac normele EURO-1, EURO-2, EURO-3 si EURO-4. Recomandat pentru motoare fără filtre de particule si pentru unele motoare cu sistem de recirculare a gazelor de eșapament (EGR) Pot lucra la intervale lărgite intre schimburile de ulei, conform recomandărilor producătorilor.

Е6

Rezistente la distrugere. Uleiuri stabile care asigura un excelent grad de curatare a pistonului precum si o ungere perfecta. Destinat motoarelor diesel care satisfac normele EURO-1, EURO-2, EURO-3 si EURO-4. Recomandat pentru motoare cu si fără filtre de particule si pentru unele motoare cu sistem de recirculare a gazelor de eșapament (EGR). E6 este foarte recomandat motoarelor cu filtre de particule alimentate cu motorina cu grad scăzut de sulfuri (maxim 50 ppm).

Е7

Rezistente la distrugere. Au calităţi mai bune decât E4 şi E6. Destinate motoarelor puternic exploatate care satisfac normele EURO-1, EURO-2, EURO-3 şi EURO-4 care lucrează cu intervale mărite intre schimburile de ulei conform recomandărilor producătorilor de motoare.

Е

Ciclurile teoretice ale motoarelor cu ardere interna cu piston Ipoteze de baza ale studiului termodinamic al ciclurilor Ideea esențială în studiul termodinamic al motoarelor cu ardere interna este perfecționarea lor prin creșterea randamentului procesului de transformare a căldurii în lucru mecanic. Principiul de funcționare al motorului cu ardere interna, ca mașină termică, conduce la două concluzii de bază, și anume: a) conform primului principiu al termodinamicii, motorul cu ardere interna nu poate produce lucru mecanic fără consum de căldură; b) Conform celui de al doilea principiu al termodinamicii funcționarea motorului cu ardere interna este condiționată de existența a două surse de căldură, aflate la temperaturi diferite: o sursa caldă, aflată în interiorul motorului și o sursa rece în exterior, reprezentată de mediul înconjurător. Această schematizarea a ciclurilor reale ale motoarelor, efectuata în vederea obținerii ciclurilor teoretice se face pe baza câtorva ipoteze simplificatoare, grupate astfel: - dat fiind proporția redusă a combustibilului în aer (aprox. 1/15), în cadrul ciclului teoretic se poate adopta drept fluid de lucru aerul, considerat gaz perfect; - evoluția aerului se face într-un ciclu închis, cantitatea de aer ce evoluează în ciclu fiind 1 kg; - valorile presiunii și temperaturii aerului, la începutul procesului de comprimare, pa si Ta se consideră aceleași pentru toate tipurile de cicluri teoretice adoptate; - căldurile specifice ale fluidului de lucru, la presiune constanta, cp si la volum constant, cv se considera constante cu temperatura; - neglijând schimbul de căldură pe parcursul procesele de comprimare si de destindere din ciclul teoretic, ele se vor considera procese adiabatice, ecuațiile reprezentative având exponentul k; - cantitatea de căldură, degajata la motoarele reale prin arderea combustibilului în cilindru se înlocuiește prin cantitatea de căldură q1, considerata introdusa din exterior, fără pierderi; - cantitatea de căldură, care la motoarele reale se pierde către mediul exterior se înlocuiește prin cantitatea de căldură q2, considerata sustrasa ciclului, fără pierderi.

Pe baza acestor ipoteze, din orice ciclu real se poate obține prin transformare, un ciclu teoretic echivalent, în care însa nu mai apar procesele de admisie si de evacuare iar schimburile de căldură cu exteriorul sunt localizate la extremitățile proceselor de comprimare si de destindere. Deoarece toate ciclurile teoretice au aceleași coordonate pentru începutul comprimării, pa si Ta, ele se vor diferenția numai prin natura transformărilor în lungul cărora are loc schimbul cu exteriorul a cantităților de căldură, q 1 si q2. Ciclul teoretic general al motoarelor cu ardere interna Acest ciclu are la baza ipoteza conform căreia, atât introducerea cantității de căldură, notata q1, cât si cedarea cantității de căldură din ciclu, notata q2, se fac în lungul unei succesiuni de transformări termodinamice simple, caracterizate prin: v = const., p = const. si T = const. În acest mod, rezulta ciclul reprezentat în fig. 1 a, în coordonate p, V si în fig. 1 b, în coordonate T, S, în care: Avantajul major al acestui ciclu consta în faptul ca, acționându-se asupra combinațiilor dintre transformările în lungul cărora au loc schimburile de căldură, rezultă un număr mare de cicluri teoretice particulare, considerate cicluri posibile, care includ toate ciclurile motoarelor termice cunoscute.

Fig. 1 a, b Ciclul teoretic general al motoarelor cu adere interna reprezentat în coordonate p, V si T, S

Ciclurile teoretice ale motoarelor cu ardere interna cu piston uzuale Făcând abstracție de modul în care se realizează schimbul de gaze, în coordonate p, V, între aceste diagrame, sau cicluri, apar diferențe numai în porțiunea caracteristica a procesului de ardere. Figura 2 a, b, c arată comparativ, în partea de sus ciclurile reale, iar în partea de jos ciclurile teoretice echivalente, pentru cele trei categorii de motoare uzuale. a - motoare cu ardere la volum constant; b - motoare cu ardere mixta, la care arderea se desfășoară parțial la volum constant si parțial la presiune constantă; c - motoare cu ardere la presiune constanta.

Fig. 2 a, b, c Ciclurile reale si ciclurile teoretice echivalente ale motoarelor cu ardere interna cu piston uzuale

Curbele care reprezintă la nivelul ciclurilor reale, procesele de comprimare si de destindere au fost înlocuite, la toate cele trei categorii de cicluri teoretice, prin curbele corespunzătoare transformărilor adiabate a – c, respectiv z – d. La nivelul procesului de ardere, pentru motorul cu ardere la volum constant, evoluția c – z a fost înlocuita prin izocora c – z, pentru motorul cu ardere la presiune constanta, linia c – z s-a înlocuit prin izobara c – z, iar pentru motorul cu ardere mixta, evoluțiile c - y si y – z au fost asimilate cu izocora c – y, respectiv izobara y – z. În acest mod, cantitățile de căldură, care la motoarele reale se introduc prin arderea combustibilului, la ciclurile teoretice se înlocuiesc prin cantitățile de căldură introduse din exterior, în lungul transformărilor c – z, fără pierderi. Pe de alta parte, izocorele d – a constituie, pentru toate cele trei cicluri teoretice, linii de închidere si, în același timp, unicele porțiuni prin care fluidul de lucru cedează căldură către mediul exterior.

3 Analiza ciclului teoretic mixt Ciclul teoretic mixt, adică ciclul motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcționare. Celelalte cicluri, adică ciclul motoarelor cu aprindere prin scânteie si ciclul motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare constituie cazuri particulare ale ciclului teoretic mixt.

Fig. 3 a, b Reprezentarea ciclului teoretic mixt în coordonate p, V si în coordonate T, S. Considerând, conform uneia dintre ipotezele introduse, ca în punctul inițial al ciclului, notat cu a, parametrii termodinamici, (pa, Ta) sunt cunoscuți, ținând seama de natura transformărilor se pot stabili expresiile parametrilor din vârfurile ciclului. În acest scop se introduc următoarele notații, fiecare dintre ele având o semnificație:

Înmulțind între ele al doilea si al treilea raport , adică:

se obține următoarea relație între aceste caracteristici ale ciclului:

Aplicând relațiile dintre parametrii termodinamici, pentru fiecare dintre transformările care alcătuiesc ciclul, cu notațiile de mai sus, parametrii din vârfurile a, c, y, z, d ale ciclului vor fi:

unde k reprezintă, așa cum s-a arătat, exponentul adiabatic al proceselor de comprimare si destindere. În continuare, pe baza acestor expresii obținute se vor calcula cantitățile de căldură schimbate în cadrul ciclului teoretic mixt. Astfel, cantitatea de căldură q1, introdusa în ciclu, va fi:

sau după înlocuire,

si cum:

obținem:

Cantitatea de căldură q2, pierduta din ciclu, va avea expresia:

deci:

Expresia generala a randamentului termic al transformării este:

Prin înlocuire se obține:

După simplificare si grupare convenabila, expresia randamentului ciclului teoretic mixt capătă forma finala:

Particularizări ale ciclului teoretic mixt Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie Figurând din nou, atât în coordonate p, V, cât si în coordonate T, S, ciclul teoretic cu introducere de căldură la volum contant (fig. 4 a, b), care este ciclul teoretic reprezentativ al motoarelor cu aprindere prin scânteie, se observa ca el provine, de fapt, din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului y – z, proces care corespunde introducerii, la presiune constanta, a cantității de căldură q1p. În acest mod, punctul z se deplasează în locul punctului y. Aceasta operație se numește particularizare si conduce la condiția:

Fig. 4 a, b Ciclul teoretic cu introducere de căldură la volum contant Se obține astfel un ciclul termodinamic fundamental, la care atât introducerea cât si cedarea de căldură se fac la volum constant si care se numește ciclu izocor. Particularizarea expresiei randamentului ciclului teoretic mixt, prin introducerea celor doua condiții de mai sus (ρ = 1 si ε = δ),

Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare Ciclul teoretic cu introducere de căldură la presiune contantă, care este ciclul teoretic reprezentativ al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare, este trasat în coordonate p, V, si în coordonate T, S, în fig. 5 a, b. Acest ciclu deriva din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului c –y, de introducere la volum constant a cantității de căldură q1V. În acest fel, punctul c se deplasează în locul punctului y, particularizare care conduce la condiția:

Fig. 5 a, b Ciclul teoretic cu introducere de căldură la presiune contanta Acest ciclu deriva din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului c – y, de introducere la volum constant a cantității de căldură q1V. În acest fel, punctul c se deplasează în locul punctului y, particularizare care conduce la condiția: Introducând în relația randamentului ciclului teoretic mixt, condiția λz = 1 se obține, ca un caz particular, expresia randamentului termic al ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare:

Pe baza reprezentărilor în cele doua tipuri de coordonate, precum si a relațiilor de calcul a randamentului termic se analizează influentele diverșilor factori, în special a parametrilor care determina configurația ciclurilor, asupra acestui tip de randament .

Influente asupra randamentului termic al ciclurilor teoretice Influente asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie Deoarece, prin ipotezele inițiale s-au considerat căldurile specifice invariabile în raport cu temperatura, tunând seama de raportul,

rezulta ca si exponentul adiabatic este constant cu temperatura. În aceste condiții, analizând expresia randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie,

reiese dependenta acestuia doar de raportul volumetric de comprimare, ε. Astfel, randamentul creste odată cu creșterea valorii raportului volumetric de comprimare, ε, variind deci în același sens cu acesta, așa cum se arata în fig. 6 a

Fig. 6 a, b Dependenta randamentului termic de variația raportului de volumetric de comprimare

După cum se observa, în domeniul rapoartelor mici, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie este mai sensibil la modificările raportului volumetric ε. La valori mai mari ale lui ε, creșterea randamentului termic devine însa progresiv mai lenta, pentru ca apoi sa tinda asimptotic către valoarea 1. În vederea efectuării unor optimizări, în fig. 6 b este redata o reprezentare mai exacta a variației randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru valoarea k = 1,35 . Trebuie însa observat ca, în realitate, exponentul k, chiar în ipoteza constantei acestuia, prin valoarea sa poate influenta valoarea randamentului termic si implicit pe aceea a randamentul indicat, respectiv a randamentul efectiv al motorului. Astfel, odată cu sărăcirea intensa a amestecului creste proporția gazelor biatomice din componenta acestuia, gaze care au călduri specifice mai mici, ceea ce atrage majorarea valorii lui k si implicit, creșterea randamentului termic al motorului. În plus, gazele biatomice pot determina o reducere a intensității disocierii pe durata arderii. De aici si interesul pentru utilizarea amestecurilor foarte sărace în motoarele cu aprindere prin scânteie. Influente asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare Reluând expresia randamentului acestui tip de ciclu:

si ținând seama de constanta exponentului adiabatic k, se observa ca, spre deosebire de cazul precedent, valoarea acestuia depinde de doi factori si anume, de raportul volumetric de comprimare ε si de raportul de destindere prealabila ρ. Pentru a studia dependenta randamentului ηtp de acești doi factori se vor considera următoarele cazuri: a) modificarea raportului volumetric de comprimare ε, valoarea lui ρ rămânând constanta; b) modificarea raportului de destindere prealabila ρ , valoarea lui ε rămânând constanta. c) modificarea simultana a celor doua rapoarte, raportul volumetric de comprimare ε si raportul de destindere prealabila ρ Punând în discuție cazul a) se construiesc doua cicluri teoretice, ambele reprezentate în fig. 7 a, b, în coordonate p, V si T, S, cicluri care respecta condiția enunțată, astfel încât:

Fig. 7 a, b Cicluri teoretice izobare obținute în conformitate cu cazul a) Analizând fig. 5.7 b, reiese ca aria (m c’ z’ n m) > aria (m c’’ z’’ n m); cum însa aceste arii sunt proporționale cu cantitățile de căldură introduse prin transformările c’ – z’ si c’’ – z’’ , adică cu q’1, respectiv cu q’’1, evident vom avea: Pe de alta parte, cedarea de căldură se face, pentru ambele cicluri, de-a lungul transformării d – a, ariile corespunzătoare fiind comune si deci egale, astfel încât cantitățile de căldură q’2 si q’’2 vor fi, la rândul lor egale: Cum însa randamentul termic al unui ciclu teoretic are expresia generala:

randamentele celor doua cicluri analizate vor fi:

În condițiile date, relația care se stabilește între randamente este:

ceea ce arata ca, în acest prim caz analizat, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcționare depinde în mod direct de raportul volumetric de comprimare, el crescând odată cu majorarea lui acestuia. Cazul b) pune în discuție doua cicluri, conținute, de asemenea în ambele tipuri de coordonate, în fig. 8 a, b si obținute pe baza condițiilor stipulate, traduse prin următoarele relații între parametrii definitorii ai configurației lor:

Fig. 8 a, b Cicluri teoretice izobare obținute în conformitate cu cazul b) Printr-un raționament similar cazului precedent se obține din nou condiția suplimentara: completata însa cu o alta inegalitate, adică: deoarece aria (m a d’ n’ m) > aria (m a d’’ n’’ m).

În aceste condiții, odată cu variația cantității de căldură q1 se modifica si cantitatea de căldură q2, astfel încât, în cadrul acestui tip de ciclu, la creșterea în decursul unei transformări izobare, a cantității de căldură q 1, cantitatea de căldură q2 se modifica după izocoră, înregistrând din acest motiv o creștere mai accentuata. În consecință, raportul q2/q1 nu rămâne constant, ca în cazul precedent, ci se majorează, ceea ce atrage o relație între randamente de tipul:

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

Fig. 9 a, b Cicluri teoretice izobare obținute în conformitate cu cazul c) ceea ce conduce la ciclurile din fig. 9 a, b. Drept condiție suplimentara se introduce egalitatea: Pe de alta parte, aria (m a d’ n’ m) < aria (m a d’’ n’’ m), ceea ce conduce la o relație între cantitățile de căldură cedate, la nivelul acestor cicluri, de tipul următor:

Având în vedere relațiile de definiție ale randamentelor celor doua cicluri se obține:

Se menționează ca aceasta inegalitate nu se menține însa pentru toate relațiile dintre cantitățile de căldura introduse în ciclu. În fig. 10 se reda, în mod sintetic, variația randamentului termic al acestui tip de ciclu, în funcție de raportul volumetric de comprimare ε, pentru diverse valori ale raportului de destindere prealabila ρ, considerându-se valoarea exponentului adiabatic, k = 1,35

Fig. 10 Variația randamentului termic al ciclului cu presiune constanta în funcție de raportul volumetric de comprimare pentru diverse valori ale raportului de destindere prealabila ρ Influente asupra randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcționare Aceasta categorie de motoare, prezintă o importanta deosebita, deoarece ea include motoarele Diesel pentru autovehicule rutiere, pentru tractoare si mașini agricole, precum si motoare pentru mașini si utilaje de construcții , etc., concluziile obținute în urma studiului putând fi deosebit de utile în vederea proiectării si optimizării lor. Analizând expresia randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcționare,

se constata ca, daca se considera constant exponentul adiabatic, k, atunci valoarea randamentului depinde de trei factori si anume de rapoartele ε, λz si ρ, care constituie, de fapt, caracteristici ale ciclului. Posibilele modificări ale condițiilor de evoluție din acest ciclu teoretic conduc, în esența, la trei cazuri care prezintă interes pentru studiul teoretic. Aceste situații vor fi, pe scurt, grupate astfel: a) modificarea raportului volumetric de comprimare ε, valoarea parametrilor λz si ρ rămânând constanta; b) menținerea constanta a raportului volumetric de comprimare ε , modificându-se valoarea parametrilor λz si ρ; c) modificarea simultana atât a raportului volumetric de comprimare ε, cât si a parametrilor λz si ρ. Ca o condiție suplimentara, în cazurile b) si c), când se modifica valoarea parametrilor λz si ρ se va considera si invarianta cantității de căldură introduse în ciclu, adică q1 = const. Cazul a) este unul dintre cele mai interesante pentru studiu, deoarece concluziile care se desprind sunt de utilitate practica. Condițiile acestui caz se transcriu sintetic astfel:

Pe aceste baze se construiesc doua cicluri, redate în ambele tipuri de coordonate în fig. 11 a, b, ai căror parametri de configurație îndeplinesc relațiile de mai jos, adică:

Fig. 11 a, b Cicluri teoretice mixte obținute în conformitate cu cazul a) Ariile reprezentative din diagrama T, S, conduc în mod facil la următoarea observație, relativ la cantitățile de căldură schimbate în cadrul ciclului:

În condițiile stabilite, pe baza relațiilor de definiție a randamentelor termice a celor doua cicluri, se obține:

ceea ce arata ca în acest caz de studiu, randamentul termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcționare, variază în același sens cu raportul volumetric de comprimare ε, adică la creșterea lui ε, când valoarea parametrilor λz si ρ rămâne constanta, randamentul termic creste.

Comparații între ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu ardere interna cu piston Studiul ciclurilor teoretice se completează cu o analiza comparativa a lor, având drept scop stabilirea ciclurilor, corespunzătoare unor motoare existente, care, în anumite condiții determinate, asigura cel mai bun randamentul termic. În același timp, prin aceasta analiza se stabilesc si soluțiile optime pentru mărirea randamentului termic. Cu alte cuvinte, prin analiza comparativa a ciclurilor teoretice se poate pune în evidenta care tip de motor transforma mai avantajos căldura în lucru mecanic, în anumite condiții de funcționare. Aceste concluzii pot fi extinse la nivelul motoarelor reale, cu rezerva impusa însa de ipotezele simplificatoare introduse la transformarea ciclului real în ciclu teoretic echivalent. Tocmai din acest motiv, o astfel de analiza trebuie făcută în cadrul unor criterii care sa determine complet configurația ciclurilor si sa asigure calculul randamentului termic. Criteriile de comparație introduse trebuie sa reflecte cât mai exact condițiile reale de funcționare ale motoarelor, ținând seama si de factorii care se iau în considerație la proiectarea lor. Având în vedere dependenta pronunțată a randamentului termic de valoarea raportului volumetric de comprimare, acesta poate fi considerat factorul principal la formularea criteriilor de comparație între cicluri. În cadrul acestui principal criteriu se disting doua grupe de criterii de comparație si anume: A. Grupa de criterii caracterizare prin egalitatea rapoartelor volumetrice ale ciclurilor care se compara, B. Grupa de criterii caracterizate prin valori diferite ale rapoartelor volumetrice aparținând ciclurilor care se compara,

Pentru criteriile din grupa A se adăugă suplimentar o serie de condiții, dintre acestea reținându-se cea mai relevantă si anume aceea ca ciclurile comparate sa evolueze între aceleași adiabate. Cu aceste criterii si condiții se construiesc cele trei cicluri din fig. 15 a, b . Cum aria (m a d n m) este comuna acestor cicluri, cantitățile de căldură cedate sunt egale între ele, adică:

Pe alta parte, compararea ariilor aferente cantităților de căldură introduse în cele trei cicluri, conduce la următoarea relație între acestea:

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

Fig. 15 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei A Se poate astfel concluziona ca, în situația funcționarii cu aceeași valoare a raportului volumetric de comprimare, dintre ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu piston, ciclul izocor are cel mai bun randament termic, fiind urmat apoi de ciclul mixt si de ciclul izobar. Pe de alta parte, compararea randamentelor termice, în ipoteza ca rapoartele volumetrice de comprimare sunt aceleași are însa un caracter artificial, deoarece motoarele care funcționează după aceste cicluri au rapoarte mult diferite; în acest sens este suficient sa se facă referire la motorul cu aprindere prin comprimare, al cărui avantaj major este conferit tocmai de faptul ca admite rapoarte volumetrice de comprimare mai mari

Din acest motiv sunt mai raționale criteriile din grupa B, în cadrul cărora, pentru a exprima condiții cât mai reale se va impune ca relația dintre rapoartele volumetrice ale ciclurilor care se compara sa fie:

Aceste criterii sunt completate cu mai multe condiții, dintre care cea mai semnificativa, în contextul acestei analize termodinamice se va considera aceea prin care temperaturile maxime si presiunile maxime ale ciclurilor sunt aceleași, adică:

condiții care sunt îndeplinite de ciclurile reprezentate în cele doua tipuri de coordonate, p, V si T, S, în fig.

Fig. 16 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei B Analiza acestor cicluri indica clar următoarele relații între cantitățile de căldură schimbate:

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

Astfel, în acest caz de comparație, considerând aceleași temperaturi si aceleași presiuni maxime ale ciclurilor puse în discuție, randamentul termic cel mai bun îl va avea ciclul cu raportul volumetric de comprimare cel mai mare, adică ciclul izobar, succedat de ciclul mixt si de cel izocor. Având în vedere ca presiunea maxima si temperatura maxima a ciclurilor, constituie criterii determinante si în activitatea de proiectare a motoarelor, vizându-se în special dimensionarea si verificarea organelor mecanismului motor, apare rațional ca, dintre cele doua criterii puse în discuție sa se utilizeze ca baza de comparație, mai ales acest ultim criteriu.

4 Parametrii indicați si efectivi ai motoarelor cu ardere interna pentru autovehicule rutiere 1. Parametrii indicați Lucrul mecanic indicat, Li, este lucrul mecanic dezvoltat într-un ciclu motor real si reprezintă lucrul mecanic al diagramei de presiune indicate, exprimat în [J]. Acest lucru mecanic este proporțional cu aria considerata pozitiva a diagramei indicate, adică cu aria dczd din fig. Lucrul mecanic al diagramei de presiune joasa, aferent proceselor de schimbare a gazelor în motor, corespunzând ariei considerata negativa, sau lucrul mecanic de pompaj, se considera inclus în consumul propriu de lucru mecanic al motorului, reflectându-se în randamentul mecanic.

Presiunea medie indicata, pi, reprezintă lucrul mecanic indicat pe unitatea de volum a cilindrului; presiunea medie indicată este deci un lucru mecanic specific, fiind definita prin relația:

Spre deosebire de lucru mecanic indicat, care este un parametru cantitativ, presiunea medie indicata constituie un parametru calitativ, putând servi la compararea unor cicluri sau a unor motoare.

Fig.1 Reprezentarea lucrului mecanic indicat în diagrama p–V a ciclu în patru timpi Uzual, presiunea medie indicata pi se determina în doua etape. Într-o prima etapa, în funcție de tipul motorului, se determina presiunea medie indicata a ciclului de calcul nerotunjit, pe care o notam cu p’i. Astfel, din diagrama ciclului teoretic, pusa în evidenta în fig.2 se deduce, pe baza lucrului mecanic L’i al acestui ciclu, presiunea p’i, pentru:

– ciclul mixt nerotunjit:

– ciclul izocor nerotunjit, la care ρ = 1:

În cea de a doua etapa se obține presiunea medie indicata a ciclului rotunjit, adică a ciclului real, prin modularea valorii obținute pentru presiunea p’i cu coeficientul φr.

Fig.2 Ciclul teoretic corectat în patru timpi Astfel, rezulta:

în care φr este coeficientul de rotunjire a diagramei si poate avea, în funcție de tipul motorului, următoarele valori: MAS..................... 0,94 – 0,97;

MAC .......................... 0,92 – 0,95.

Valori orientative ale presiunii medii indicate exprimate în [MPa], pentru sarcina plina, în funcție de categoria motorului sunt exemplificate mai jos: MAS, patru timpi .......... 0,6 – 1,2 [MPa]

MAS, patru timpi forțate ........................ 1,6 – 1,9 [MPa]

MAC, patru timpi, nesupraalimentate ............ 0,7 – 1,1 [MPa] MAC, patru timpi, supraalimentate ........... până la 2,2 [MPa].

O altă metodă de determinare a presiunii medii indicate este prin planimetrare aceasta fiind valabilă dacă avem reprezentarea diagramei indicate.

Astfel: ∑

(

)

(

) bar

Randamentul indicat, ηi, reprezintă raportul dintre lucrul mecanic indicat si căldura introdusa în ciclu, respectiv căldura disponibila a unității masice de combustibil. Acest randament caracterizează de fapt economicitatea ciclului real. În aceste condiții, randamentul indicat se va defini ca raportul dintre lucrul mecanic indicat si puterea calorica inferioara a combustibilului:

Valorile randamentului indicat pentru motoarele de automobile si tractoare sunt cuprinse între următoarele limite: MAS.................................... 0,26 – 0,35

MAC ..................................................... 0,38 – 0,50.

Spre deosebire de lucrul mecanic indicat, care constituie un parametru cantitativ al ciclului de funcționare al motorului, randamentul indicat reprezintă un parametru calitativ, el putând servi la compararea unor tipuri sau soluții energetice diferite de motoare. Randamentul ciclului teoretic, notat ηt, se definește ca raportul dintre lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc si cantitatea de căldură introdusa în ciclu, Ql , corespunzătoare unității de masa a combustibilului:

si constituie un criteriu de apreciere a eficientei economice a motorului. Pe de alta parte, din analiza termodinamica, efectuata, se poate stabili ca randamentul ciclului teoretic mixt, ca un caz general, este dat de relația:

unde k este exponentul adiabatic al aerului, considerat fluid motor, în cazul ciclului teoretic.

Randamentul relativ, simbolizat prin ηr se definește ca raportul dintre lucrul mecanic indicat, Li si lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc:

si sugerează gradul de perfecțiune al ciclului real al motorului, comparativ cu ciclul sau teoretic. Se observa ca randamentul indicat se va putea exprima prin produsul:

Puterea indicata, Pi, este puterea corespunzătoare lucrului mecanic indicat al ciclului. Ea are expresia generala: Numărul de cicli nc (cl/min) = n/(τ/2) sau nc (cl/s) = n/30τ cu n (rot/min) Pi (KW) = Li (J/cl,cil)*i(cil)*nc(cl/s)*10-3

când pi este exprimata în [MPa] , Vs în [dm3] si n în [rpm]. Pentru motoarele în patru timpi relația devine, în mod evident , Cu titlul de observație se menționează ca daca presiunea pi se introduce în [kgf/cm2], puterea indicata Pi se va obține în [CP], ca unitate de măsură tolerata, relația fiind în acest caz de forma:

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

unde Pi este exprimata în [kW] iar n în [rpm]. Daca Pi se introduce în [CP], momentul indicat se va obține în [kgf *m], conform relației:

Consumul specific indicat, ci, reprezintă consumul de combustibil al motorului, raportat la unitatea de putere indicata si are următoarea forma de exprimare generala:

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

căldura eliberată prin ardere pentru producerea unui lucru mecanic de 1KWh

Hi*ci* ηi căldura transformată în lucru mecanic indicat echivalent unui KWh 1KWh = 3600 KJ Hi (KJ/Kg)*ci (g/KWh)*10-3*ηi = 3600 (KJ/KWh)

Valorile medii ale consumului specific indicat, sunt cuprinse între următoarele limite, în funcție de tipul motorului: MAS.............................. 235 – 320 [g/kWh]

MAC ......................................................................... 170 – 230 [g/kWh].

2. Parametrii efectivi Lucrul mecanic efectiv, Le, este lucrul mecanic cedat consumatorului de către un cilindru al motorului, pe durata unui ciclu de funcționare, măsurat în [J]. În aceste condiții, la cuplajul de legătura dintre arborele cotit al motorului si utilizator se va măsura lucrul mecanic efectiv dezvoltat de către toți cilindrii, adica i×Le.

Trebuie menționat ca ansamblul mărimilor măsurate la arborele motor, la nivelul cuplajului de legătura cu consumatorul, reprezintă mărimile efective ale motorului, pe când cele măsurate în cilindru sunt

Fig.3 Schita pentru definirea marimilor indicate si efective

mărimi indicate, așa cum se sugerează pe schema din fig.3. Lucrul mecanic disponibil pentru consumator la nivelul arborelui cotit este evident mai mic decât lucrul mecanic indicat, deoarece motorul consuma o parte din lucrul mecanic dezvoltat în cilindru pentru învingerea rezistentelor interioare, determinate în principal de antrenarea instalațiilor auxiliare, de frecarea mecanica între suprafețele în mișcare relativa, de frecarea gazodinamica dintre fluidul si organele componente, de schimbul de gaze, s.a.

Presiunea medie efectiva, pe, se definește, împreuna cu celelalte mărimi efective, prin analogie cu parametrii indicați. Astfel, presiunea medie efectiva, reprezintă lucrul mecanic furnizat de motor, adică lucrul mecanic efectiv, pe unitatea de cilindree si se exprima prin relația:

în care Le se introduce în [kJ] iar Vs în [dm3]. Daca lucrul mecanic corespunzător rezistentelor proprii ale motorului se notează cu Lrp, atunci se poate stabili relația , Le = Li − Lrp din care se deduce diferența de presiuni medii:

unde prp este presiunea medie a rezistentelor proprii (de fapt lucrul mecanic specific al rezistentelor proprii), compusa din presiunea medie de frecare pf necesara învingerii frecărilor dintre organele motorului, presiunea medie de antrenare pant a instalațiilor si dispozitivelor auxiliare si presiunea medie de pompaj corespunzătoare lucrului mecanic de pompaj. Informativ, presiunea pf = (0,6 − 0,75) prp , iar pant = (0,25− 0,3) prp . Presiunea medie de pompaj pentru motoarele în patru timpi

nesupraalimentate se poate calcula pgaz = φgaz (pr – pa) [MPa], unde φgaz este un coeficient care depinde de regimul de sarcina si turație al motorului si care pentru motoarele de automobile si tractoare are valori cuprinse între 0,75 ,…, 0,9. Pentru calculul global al presiunii prp [MPa] se pot folosi următoarele relații empirice, în funcție de tipul si caracteristicile motorului − MAS cu un numar de cilindri pâna la i = 6 si

În cadrul acestor expresii, wp semnifica viteza medie a pistonului, definita anterior .

În mod curent, valorile presiunii medii efective pe, la sarcina nominala variază între limitele: MAS în patru timpi ................. 0,60 – 1,10[MPa]

MAS în patru timpi fortate........................... pâna la 1,3 [MPa]

MAC în patru timpi nesupraalimentate........... 0,55 – 0,85[MPa]

MAC în patru timpi supraalimentate....... pâna la 2,0 [MPa].

Randamentul mecanic, ηm, se definește ca raport între Le si Li, adică ηm = Le / Li . În același timp se pot utiliza si relațiile derivate:

Valorile randamentului mecanic pentru regim nominal sunt cuprinse, în principiu, între limitele de mai jos: MAS în patru timpi ....................... 0,7 – 0,9

MAC în patru timpi nesupraalimentate.................. 0,70 – 0,82

MAC în patru timpi supraalimentate...................... 0,8 – 0,9

Puterea efectiva este puterea disponibila la arborele motorului, cu alte cuvinte reprezintă puterea transmisa de arborele motor consumatorului; ea este egala cu diferența dintre puterea indicata si puterea consumata pentru învingerea rezistentelor proprii:

Prin înlocuire se obține o expresie similara puterii indicate, adică:

când pe este exprimata în [MPa] , VS în [dm3] si n în [rpm]. Daca presiunea pe se introduce în [kgf/cm2], puterea efectiva se va obține în [CP], ca unitate de măsură tolerata, fiind în acest caz de forma:

În proiectare se prefera uneori exprimarea puterii efective a motorului în funcție de viteza medie a pistonului, w p. Rezulta următoarea relație:

Acest mod de exprimare sugerează ca, pentru aceleași condiții constructive, puterea efectiva creste la mărirea lui wp, ceea ce argumentează tendința generala în construcția de motoare, de mărire a vitezei medii a pistonului. În mod normal însa, în proiectarea motoarelor, atunci când puterea efectiva si numărul de timpi sunt definiți, pot apărea doua tendințe], si anume: -

realizarea unui motor cu viteza wp mare, ceea ce asigura posibilitatea reducerii ariei suprafeței totale a pistoanelor, ∑p =i(πD2/4) si a realizării, implicit, a unui motor compact, cu un consum redus de material metalic; pe de alta parte însa, frecarea si uzura fiind proporționale cu wp, soluția implica diminuarea duratei de serviciu a motorului;

-

realizarea unui motor cu durabilitate crescuta prin adoptarea unei viteze wp reduse, soluție care implica însa o creștere a consumului de material.

Momentul motor efectiv, Me, se determina cu relația:

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

Randamentul efectiv, ηe, este definit prin relația:

Le [kJ/kg comb.] fiind lucrul mecanic efectiv, raportat în acest caz la 1 kg de combustibil. Din expresia de definiție a randamentului efectiv, se deduce:

Valori uzuale ale lui ηe, pentru regim nominal sunt indicate mai jos: MAS, în patru timpi ........... 0,25 – 0,33

MAC în patru timpi, rapide .......................... 0,27 – 0,41

MAC în patru timpi, rapide (D