Motoare termice-Manual

Universitatea OVIDIUS Constanţa

Centrul ID-IFR

Motoare termice

~ curs ID-IFR ~

Conf. Dr. MANEA Laurenţiu

NOŢ IUNI DE BAZĂ PRIVIND MOTOARELE TERMICE DIN ZONA PORTUARĂ

1

1. NOŢIUNI DE BAZĂ PRIVIND MOTOARELE UTILAJELOR PORTUARE

Utilajele portuare folosesc în primul rând motoare cu ardere internă (MAI) de tracţiune rutieră sau feroviară. Vom face însă referiri de-a lungul lucrării şi asupra motoarelor navale, deoarece inginerul mecanic trebuie să cunoască şi să aibă bagajul de aptitudini necesar pentru a analiza oricare tip de motor întâlnit în zona portuară.

1.1 DEFINIŢII ŞI NOŢIUNI INTRODUCTIVE

1.1.1. Definiţii generale Prin motor, în general, se înţelege o maşină care transformă o energie oarecare, în energie mecanică. Motoarele termice servesc la transformarea energiei termice în energie mecanică. Cum energia termică, ce se transformă în aceste motoare, este obţinută în urma arderii unui combustibil, funcţionarea lor este legată de două procese distincte şi anume: arderea combustibilului însoţită de degajare de căldură şi transformarea acestei călduri în lucru mecanic. Dacă se ţine seama de locul unde se produce arderea combustibilului, motoarele termice se împart în două mari categorii: 1) Motoare cu ardere externă, în cazul când arderea combustibilului se realizează intr-un agregat distinct, separat de motor (aerul care furnizează oxigenul necesar arderii nefiind totodată şi fluid de lucru al motorului). Din această categorie fac parte: maşinile cu aburi cu piston, turbinele cu aburi . 2) Motoare cu ardere internă, în cazul când arderea combustibilului se realizează fie intr-un agregat distinct, separat de motor, fie chiar în interiorul motorului, dar aerul care furnizează oxigenul necesar arderii este, în acelaşi timp, şi fluidul de lucru al motorului. Se poate deci defini astfel: Motorul cu ardere internă este un agregat termic, în care energia potenţială, chimică, a combustibilului ars în interiorul motorului, se transformă în energie calorică (termică), iar această la rândul ei în energie mecanică -ce prin intermediul unui fluid motor este- cedată unor corpuri solide în mişcare. Spre deosebire de motoarele cu ardere externă (maşinile şi turbinele cu abur) la care arderea combustibilului şi degajarea de căldura au loc în afară motorului termic (in focarele generatoarelor cu abur), la motoarele cu ardere internă, energia termică este obţinută în interiorul unui cilindru sau în interiorul unei camere de ardere. Din cauza transformării imediate a energiei şi datorită faptului ca produsele arderii (agentul motor) se destind de la temperaturi mari, adică diferenţa

MOTOARE TERMICE ÎN ZONA PORTUARĂ

2

de temperatura între sursa de căldura şi sursa rece este mai pronunţata, consumul mediu de căldura, ca şi randamentul efectiv ating valori mai economice la aceste motoare, decât la motoarele cu ardere externă. În funcţie de procesul termic desfăşurat în cilindrul acestor motoare, randamentul efectiv are valori cuprinse între 0,2 şi 0,4. După mecanismul prin care se realizează transformarea energiei termice în energie mecanică, motoarele cu ardere internă se clasifică în trei mari grupe: motoare cu ardere internă cu piston, turbine cu gaz şi motoare cu reacţiune. a) Motorul cu ardere internă cu piston este motorul la care produsele arderii intra în compoziţia fluidului motor, iar evoluţiile acestuia se realizează prin intermediul unui piston cu mişcare alternativă sau cu mişcare de rotaţie (motor Wankel). Fluidul motor este constituit dintr-un amestec de aer, vapori şi picături fine de combustibil (amestecul carburant) şi gaze reziduale (rămase din ciclurile precedente) care îşi schimba permanent compoziţia în timpul evoluţiilor, datorită arderii combustibilului. În cazul motorului cu piston transformarea căldurii în lucru mecanic util presupune realizarea în interiorul acestuia a unei suite de procese termice parcurse de fluidul motor, într-o anumită ordine (ce se repetă periodic). Această succesiune poartă numele de ciclu motor. Partea din ciclul motor efectuată la o cursă a pistonului se numeşte timp. Procesele termice care alcătuiesc un ciclu motor sunt: admisia, compresia, arderea, destinderea şi evacuarea. Realizarea acestora în ordinea corectă se obţine prin variaţia volumului sau spaţiului de lucru în care se deplasează (prin translaţie, sau într-o mişcare de rotaţie) pistonul. b) Turbomotorul cu ardere internă este un motor cu turbină cu gaze cu circuit deschis (la care fluidul motor este format din produsele arderii). c) Motorul cu reacţie este motorul la care forţa de propulsie este chiar forţa de reacţie a gazelor rezultate prin arderea combustibilului intr-o cameră de ardere. În funcţie de diferitele aspecte funcţionale motorul cu reacţie acesta poate fi turboreactor, statoreactor, pulsoreactor sau motor rachetă.

*

* *

** în cadrul prezentei lucrări prin motor cu ardere internă (MAI) se va înţelege motorul cu ardere internă cu piston. Procesele de lucru din acest tip de motor fac, de altfel, obiectul acestui studiu (având în vedere că M.A.I. este cel mai prezent agregat de forţă, în zona portuară).


3

1.1.2. Noţiuni introductive

1.1.2.1. Parametri de bază In prezenta lucrare se vor utiliza următoarele noţiuni de bază ale căror semnificaţii le explicăm în continuare: Ciclul de funcţionare al motorului cu ardere internă cu piston reprezintă succesiunea unic determinată după care se desfăşoară procesele în cilindrii de lucru ai (MAI). Succesiunea ciclurilor determină funcţionarea motorului. Desfăşurarea proceselor termice se urmăreşte prin înregistrarea variaţiei presiunii din interiorul cilindrului în raport cu unghiul "α" de rotaţie al arborelui cotit (motor) sau cu volumul cilindrului V. Reprezentările grafice (fig.1.17) ale variaţiei presiunii funcţie de unul din parametrii amintiţi se numesc diagrame indicate. Punct mort inferior notat prescurtat p.m.i. reprezintă punctul ce limitează mişcarea de îndepărtare a pistonului (aflat în mişcare de translaţie în cilindru) de camera de ardere. Viteza pistonului în acest punct este egală cu zero. Acest punct (p.m.i.) corespunde poziţiei pistonului când volumul ocupat de fluidul motor în cilindru este maxim.(fig.1.1, fig.1.17) Punct mort superior notat prescurtat p.m.s. reprezintă punctul ce limitează mişcarea de apropiere a pistonului (aflat în mişcare de translaţie în cilindru) de camera de ardere. Viteza pistonului în acest punct este de asemenea egală cu zero. Pentru această poziţie volumul ocupat de fluidul motor în cilindru este minim. Cursa pistonului reprezintă distanţa (spaţiul) parcursă de piston între punctele moarte. Se notează cu S.[mmm] (fig.1.1) Cursa utilă a pistonului Su reprezintă fracţiunea din cursa pistonului dedicată proceselor de comprimare şi destindere ale fluidului ce evoluează în motor. La motorul în 4 timpi cursa utilă se suprapune pe cursa pistonului (S=Su). La motorul în doi timpi numai o parte a cursei (şi anume cursa utilă Su) este afectată acestor procese (comprimare, destindere), fracţiunea rămasă fiind afectată distribuţiei gazului.

Fig.1.1 Elemente componente ale M.A.I.4T


4

Alezajul cilindrului în care are loc mişcarea rectilinie alternativă (de translaţie) a pistonului reprezintă diametrul interior al cilindrului, şi se notează cu D [mm]. Raza manivelei reprezintă distanţa de la axa de rotaţie a arborelui cotit (axa fusurilor paliere) şi axa fusurilor manetoane. Se notează cu R. Legătura dintre raza manivelei şi cursă este dată de relaţia S=2*R deoarece fusul maneton al arborelui cotit executând o rotaţie de 180 grade rotaţii arbore cotit realizează o cursă a pistonului între cele două puncte moarte. Unghiul de rotaţie al arborelui cotit reprezintă unghiul cu care se roteşte manivela, faţă de poziţia ocupată în momentul considerat (convenţional) de început al ciclului de funcţionare (de regula p.m.s.). Se notează cu litera alfa "α". în cazul motoarelor în 4 timpi unghiul de rotaţie al manivelei poate lua valori cuprinse între α= 0-720 grade rotaţii arbore cotit (RAC), şi în cazul motoarelor în 2 timpi valori cuprinse între 0 şi 360°(grade RAC). Turaţia arborelui cotit al motorului sau turaţia motorului sau pe scurt turaţia se notează cu "n" şi reprezintă numărul de rotaţii efectuat de arborele cotit (RAC) intr-un minut. [rot/min] Între unghiul α şi [°RAC], turaţia n [rot/min] şi timpul τ [s] există relaţia:

α =(π30n

)π

τ 180= τ6 n (1.1)

Relaţia deriva din: ωτα = unde ω este viteza unghiulară arborelui cotit [rad/s]

30nπω = [rad/s] sau

ππω 180)

30( n= [grade/s] (1.2)

Timpul defineşte fiecare cursă efectuată de piston. (Ciclul de funcţionare poate fi definit în patru curse ale pistonului şi avem de-a face cu un motor în patru timpi, sau în două curse ale pistonului, motorul funcţionând în doi timpi. Lungimea bielei este dată de distanţa dintre axul fusului maneton şi axul articulaţiei bolţ - piston. Se notează cu L. Volumul camerei de ardere reprezintă volumul aflat deasupra pistonului atunci când acesta se află în punctul mort superior (p.m.s.). Se notează Vc.

1.1.2.2. Parametri constructivi principali Raportul cursa/alezaj "S/D" este o caracteristică constructivă a motoarelor, valoarea să fiind mai mică decât 1 la motoarele cu turaţii maxime ridicate şi mai mare decât 1 pentru cele cu turaţii maxime scăzute. Pe măsura ce turaţia maximă a motoarelor a crescut, în scopul păstrării unei viteze medii de piston rezonabile, (care să se încadreze în limitele indicate) se construiesc motoare cu S/D=1 şi chiar S/D<1. Raportul între raza manivelei R şi lungimea bielei L se notează cu bλ =R/L; Acest raport reprezintă din punct de vedere constructiv o caracteristică importantă a motorului. (are valori mai mari la motoarele rapide) şi mai scăzute la motoarele lente.(1/3,2...1/4,2...1/5,5)


5

Cilindreea unitară sau capacitatea cilindrică Vs este definită ca volumul generat de piston (in cilindrul de alezaj D) în cursa S (între punctele moarte); Se mai întâlneşte frecvent şi sub denumirea de cilindree. Se măsoară în litri sau dm3 şi rezultă din relaţia:

sV = SD )4

(102

6 π− [dm3] (1.3)

Cilindreea totala sau litrajul motorului tV reprezintă suma cilindreelor tuturor cilindrilor "i" ai unui motor, adică

st iVV = [m3] (1.4) Raportul de comprimare (geometric sau volumetric) notat cu "ε " reprezintă raportul dintre volumul maxim al cilindrului aV rezultat când pistonul se afla în

punctul mort inferior (p.m.i.) şi volumul minim al cilindrului cV rămas deasupra pistonului când acesta se afla în punctul mort superior (p.m.s.), volum care reprezintă volumul camerei de ardere, deci:

c

a

VV

=ε (1.5)

Cum volumul maxim se mai poate scrie:

sca VVV += (1.6) se pot obţine şi relaţiile:

1

1−

=−

=εca

c

a

c

VVV

VV

(1.7) sau

1−

=−

=ε

εsa

a

s

a

VVV

VV

(1.8)

Raportul de comprimare util εu se utilizează la motoarele în doi timpi având în vedere ca numai o parte din cursa S a pistonului este utilizată pentru comprimare şi destindere (restul pentru procesul de schimbare a gazelor). Deci cursei utile

uS ii corespunde un volum util Vu şi rezulta raportul de comprimare util

c

uu VV

=ε (1.9)

Viteza medie a pistonului notată "vp mediu" este viteza (teoretică) constantă cu care pistonul ar parcurge două curse succesive 2*S, în intervalul de timp al unei rotaţii 60/n [s] (caracterizează rapiditatea unui motor)


6

Cu S în [mm] rezultă pmediuv în [m/s]:

30

10 3 nSvpmediu•= − (1.10)

1.1.2.3. Parametri principali de performantă Motoarele cu ardere internă cu piston ce echipează utilajele portuare pot fi caracterizate prin următorii indicatori de performanţă: Randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat şi după consumul de combustibil raportat la unitatea de timp şi unitatea de putere dezvoltată- (sau consumul specific); Puterea specifică sau puterea raportată la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului; Masă şi volumul specific, respectiv masă şi volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere; Siguranţa în exploatare a motoarelor cu ardere internă este dată de capacitatea acestora de a asigura deplasarea utilajului portuar în toate regimurile posibile o perioad cât mai îndelungată; această este asigurată de calitatea înaltă a proiectării, de tehnologia de execuţie şi de respectarea regulilor de exploatare. Durabilitatea motoarelor este dată de timpul total de funcţionare în care starea tehnică se modifică între limite bine determinate; (uneori se defineşte acest parametru prin timpul în ore de funcţionare a motorului până la reparaţia capitală sau între reparaţiile capitale. Gradul de nocivitate şi indicele de fum al gazelor de evacuare; Nivelul zgomotului şi vibraţiilor în timpul funcţionării motorului are o mare influenţă asupra organismului omului prin crearea unei stări de excitaţie, prin accentuarea procesului de oboseală şi prin scăderea capacităţii de munca; Simplitatea constructivă şi posibilităţile de ridicare a parametrilor motoarelor prin modernizări succesive pe baza aceleaşi soluţii.

1.1.2.4. Parametri principali ce caracterizează condiţiile de funcţionare Alături de parametrii constructivi şi indicatorii de performanţă prezentaţi anterior este necesar să se definească şi principalii parametri ce caracterizează condiţiile de funcţionare ale motoarelor şi să se abordeze corespondenţa acestora cu condiţiile de exploatare şi regimurile de funcţionare ale utilajelor portuare. Regimul de lucru al unui motor cu ardere internă cu piston este caracterizat de un ansamblu de indici de funcţionare din care trei sunt consideraţi fundamentali: turaţia, sarcina, şi temperatura (ce caracterizează regimul termic al motorului). Regimul termic este precizat de gradul de încălzire al organelor mecanismului motor şi este (convenţional) investigat prin măsurarea temperaturii gazelor de evacuare şi prin temperatura fluidelor cu ajutorul cărora se face răcirea motorului]. în funcţie de condiţiile de exploatare şi particularităţile funcţionale ale utilajului portuar variază şi regimul de funcţionare al motorului termic ce-i asigura propulsia.


7

În funcţie de variaţia în timp a mărimilor ce definesc regimul de funcţionare al motorului termic se deosebesc : Regimurile stabilizate (la care turaţia, sarcina şi temperatura sunt invariabile în timp Regimurile nestabilizate (funcţionare instabilă şi modificarea în timp a parametrilor ce definesc regimul de funcţionare). În categoria regimurilor nestabilizate intră şi regimurile tranzitorii prin intermediul cărora se face trecerea de la un regim stabilizat la altul. În raport cu durata de funcţionare a motorului distingem: Regimuri de funcţionare continuă în care se obţine la arborele motor în mod continuu cea mai mare putere efectivă, cel mai mare moment motor efectiv, cea mai mare presiune efectivă (în condiţiile ambiante date şi la fiecare turaţie), cu condiţia menţinerii indicilor de fiabilitate şi tehnico economici; (mărimile precizate

anterior se numesc mărimi efective continue şi se notează cu ecP , ecM ) Regimuri de funcţionare intermitentă în care motorul poate dezvolta, pentru o scurtă perioadă de timp (15min-1h), putere efectivă şi moment motor superioare celor obţinute în regim continuu, fără ca funcţionarea motorului şi durabilitatea lui

să aibă de suferit. (aceste mărimi se numesc intermitente şi se notează cu eiP şi

eiM.

Puterea efectivă "Pe ” a motorului reprezintă factorul principal care caracterizează regimul de lucru al motorului. Pe depinde de cuplul motor "Me" şi de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit "ω", respectiv de turaţia acestuia "n" conform relaţiei:

ω•= ee MP sau eP = eM60

2 π•• n sau nMP ee ••= 1047,0 [W] (1.11)

unde eM este dat în [Nm], n [rot/min],şi ω în [rad/s] In exploatare atât cuplul motor cât şi turaţia arborelui cotit variază în limite largi. In figura 1.2 se prezintă variaţia puterii şi a momentului motor funcţie de turaţie atât pentru cazul regimurilor continue cât şi pentru cele intermitente. Domeniul haşurat, cuprins între curbele de funcţionare continuă şi intermitentă poartă denumirea de domeniu de suprapuneri. Se observa ca atât curbele de putere şi cele de moment prezintă puncte de maxim, adică trec prin "maxim de putere" şi "maxim de moment". Puterea nominală Pen este definită ca valoarea maximă a puterii efective continue. Puterea efectivă maximă Pmax reprezintă cea mai mare valoare a puterii efective intermitente.


8

După aceleaşi considerente se definesc noţiunile de moment motor continuu ecM şi moment motor intermitent eiM (momentul motor maxim Mmax

fiind considerat maximumul lui eiM - fig.1.2) Turaţia motorului -Turaţia minimă este limitată de condiţiile funcţionării stabile a motorului, iar turaţia maximă de calităţile proceselor de schimbare a gazelor, de încărcarea termică a principalelor piese, creşterea forţelor de inerţie, creşterea pierderilor mecanice, precum şi de o serie de factori ce determină durabilitatea şi fiabilitatea motorului. La fiecare regim de turaţie puterea şi cuplul motor pot varia de la zero (mersul în gol) până la valorile maxime ce le poate dezvolta motorul. Pentru utilajele portuare animate de motoare termice o importanţă deosebită o reprezintă capacitatea acestora de a se adapta rapid la regimurile variabile întâlnite în exploatare.

Turaţia nominală "nn" este turaţia la care se dezvoltă puterea efectivă nominală continuă Pen. La motoarele cu aprindere prin scânteie (MAS) nn corespunde vârfului de putere efectivă continuă, iar la motoarele cu aprindere prin compresie nn are valori mai scăzute deoarece puterea nominală este limitată (la limita de funcţionare cu fum) datorită arderii necorespunzătoare a amestecului în cilindri. Turaţia momentului maxim "nM" este turaţia la care se obţine momentul motor maxim intermitent Mmax. Sarcina motorului este o noţiune utilizată frecvent în analiza proceselor termo-gazodinamice ce precizează gradul de încărcare a acestuia, la o anumită turaţie faţă de o încărcare de referinţa convenţional stabilită (cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective ce o poate dezvolta motorul în mod continuu la o turaţie dată, fără instabilitate în funcţionare şi fără uzuri anormale). Într-o primă apreciere deci, prin sarcină (sau încărcarea) motorului vom înţelege momentul rezistent aplicat de consumator (maşini, instalaţii) la arborele cotit; deoarece acest moment

Fig.1.2 Regimurile de funcţionare ale M.A.I.


9

rezistent se poate aplica la turaţii diferite, este absolut necesar ca să se precizeze şi turaţia de funcţionare a motorului. Dacă motorul funcţionează la turaţie constantă ( momentul rezistent aplicat motorului este egal cu momentul dezvoltat de motor), se ajunge la concluzia ca sarcina motorului se poate aprecia prin momentul dezvoltat de motor, cu precizarea strictă a turaţiei acestuia. Sarcina se apreciază în mod relativ prin coeficientul de sarcină, care la o turaţie dată, este reprezentat de raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor Pe şi puterea efectivă continuă Pec (referinţă)

Ж=Me/Me Ж=Pe/Pec Coeficientul de sarcină "Ж" poate avea valori absolute sau se poate exprima în procente; astfel (pentru o turaţie oarecare n1 (fig.1.2): a. pentru regimul de sarcina nulă Ж=0, motorul funcţionează la relanti (mers în gol); în punctul 1 momentul motor ca şi puterea este nul; b. pentru regimul de sarcini parţiale 0<Ж<1; între punctele 1 şi 2 , motorul dezvoltă momente şi puteri cu valori între zero şi cele corespunzătoare performanţelor efective maxime, la funcţionare continuă. c. pentru regimul de sarcină plină Ж=1 (punctul 2) motorul dezvoltă un moment, respectiv o putere care coincide cu valorile efective maxime obţinute la funcţionarea continuă. d. pentru regimul de suprasarcini 1<Ж<1,2 (domeniul de suprapuneri între punctele 2-3) Limita acceptabila a suprasarcinii este de aprox.10-20% din sarcina plina, deci Ж=1,1-1,2 pentru o perioadă limitată de timp. e. pentru regimul de sarcină totală Ж=1,1-1,2 motorul furnizează moment efectiv intermitent (respectiv putere intermitentă) maxim. Puterea efectivă intermitentă (Pei) este puterea efectivă dezvoltată de motor la limita acceptabilă a suprasarcinii. Puterea efectivă nominală (Pen) este cea mai mare valoare a puterii efective continue şi este garantată de uzina constructoare. O alta noţiune utilizată frecvent în analiza proceselor din motoare este calitatea amestecului respectiv proporţia de combustibil în amestecul de aer-combustibil supus arderii în motor, proporţie apreciata prin dozaj. Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil C0 şi cantitatea de aer Ca deci:

d=Cc/Ca (1.12) Dacă există în amestec cantitatea minimă de aer necesar pentru arderea completă a combustibilului dozajul se numeşte teoretic sau stoechiometric (dt), iar dacă în raport cu acest dozaj combustibilul este în exces dozajul se considera bogat iar dacă aerul este în exces se considera dozaj sărac. Dozajul se mai exprimă şi prin coeficientul de exces de aer, respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer avută la dispoziţie pentru arderea a 1 kilogram de combustibil L [in kg aer/kg comb] şi cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea completă a aceleaşi cantităţi de combustibil Lmin în [kg aer/kg comb]:


10

λ = L / L min (1.13) amestec bogat λ<1, amestec sărac λ>1 Pentru dirijarea arderii se utilizează aer în lipsă sau aer în exces faţă de aerul teoretic. Se numeşte aer teoretic sau aer minim, (din cursul de termotehnică) masa de aer cea mai mică necesară pentru arderea teoretică completă a unităţii de cantitate de combustibil. Pentru arderea a 1 kg de combustibil este necesar un dozaj teoretic (dt = 1:15 = 0.0666) sau o masă minimă de aer Lmin ≈ 15 Kg. Dacă în amestec se găseşte aer în exces (λ>1) sau combustibil în lipsă, amestecul este sărac (sărac în combustibil) şi dozajul amestecului se numeşte dozaj sărac. Dacă în amestec se găseşte aer în lipsă (λ<1) sau combustibil în exces amestecul se numeşte cu lipsă de aer sau amestec bogat (bogat în combustibil) iar dozajul amestecului este un dozaj bogat. Motorul cu aprindere prin scânteie (MAS) funcţionează atât cu amestec sărac cât şi cu amestec bogat (0,8 ≤ λ ≤ 1,2); Motorul cu aprindere prin compresie (MAC) funcţionează numai cu amestec sărac (λ = 1,25 ÷ 1,6). Dacă Lmin=15 atunci masă de aer din amestec ce corespunde valorilor dozajelor menţionate mai sus este L=12 [kg aer/kg comb.] pentru λ=0,8 şi L=24 [kg aer/kg comb.] pentru λ=1,6. Deci MAC-ul necesită pentru arderea aceleiaşi cantităţi de combustibil (1Kg) o cantitate de aer dublă . De aici rezultă că volumul cilindrului unui MAC trebuie să fie de două ori mai mare decât al unui MAS. Această particularitate dezavantajează esenţial MAC-ul de MAS (datorită necesităţii majorării dimensiunilor constructive). Formarea unui amestec omogen aer-combustibil este cerinţa fundamentală pentru buna desfăşurare a proceselor în motorul ce funcţionează cu combustibil lichid. Omogenizarea amestecului în stare gazoasă se obţine prin pulverizarea fină a combustibilului lichid, prin vaporizarea lui relativ rapidă şi prin amestecarea lui cu aerul. În principiu, pulverizarea combustibilului se realizează prin mărirea vitezei relative dintre combustibil (lichid) şi aer. Cu cât viteza relativă dintre cele două fluide este mai mare, cu atât frecarea pe suprafaţa de contact, dintre vana de combustibil şi aer, devine mai importantă, intensificând procesul de pulverizare a combustibilului în picături fine. Mărirea vitezei relative dintre cele două fluide se produce pe două cai: a) prin mărirea vitezei unui jet de combustibil în raport cu aerul - operaţia poartă denumirea de injecţie. b) prin mărirea vitezei unui curent de aer în raport cu vâna de combustibil - operaţia purtând numele de carburaţie. Aparatul care realizează pulverizarea combustibilului prin injecţie se numeşte injector şi este utilizat cu preponderentă la MAC întrucât motorina se vaporizează greu(de remarcat că utilizarea injectoarelor câştigă teren şi la MAS-uri datorită avantajelor ce compensează costul mai ridicat al echipamentelor) Aparatul care realizează pulverizarea combustibilului prin carburaţie se numeşte carburator şi caracterizează sistemele motoarelor cu aprindere prin scânteie (datorită calităţilor de vaporizare deosebite ale benzinei). Vaporizarea combustibilului la MAS-ul clasic începe în carburator, continuă în conducta şi galeria de admisiune şi se încheie în cilindrul motorului, deci amestecul aer combustibil se realizează înainte de a pătrunde în cilindru, pe


11

când la MAC vaporizarea combustibilului are loc în cilindrul motorului, (soluţie obligatorie având în vedere că temperatura de fierbere a hidrocarburilor care alcătuiesc motorina nu poate fi atinsă decât în cilindrul motorului, spre sfârşitul cursei de comprimare). 1.2 CLASIFICAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ CU PISTON (MAI) In prezent, după un secol de dezvoltare a motorului cu ardere internă, există o mare varietate de motoare care impune clasificarea lor. De altfel o clasificare exhaustivă este dată şi în STAS 5745-76. De fapt nu există o schema unică de clasificare, ci mai multe scheme care se întrepătrund, pornind de la criterii care au în vedere atât particularităţi constructive, cât şi particularităţi funcţionale.

1.2.1. Clasificarea MAI după caracterul procesului de ardere Din acest punct de vedere se disting următoarele categorii de motoare: a. Motoare cu ardere la volum constant, ce se caracterizează prin aceea că deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere este redusă, determinând o evoluţie a acestui proces după o curbă apropiată de o izocoră (porţiunea c-z, fig.1.3,a). Această evoluţie a fluidului motor în cilindru caracterizează funcţionarea motoarelor cu aprindere prin scânteie. b. Motoare cu ardere la presiune constanta, caracterizate prin faptul ca deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere este mare, iar evoluţia fluidului motor în timpul arderii după o curbă izobară (porţiunea c-z, fig.1.3,c). Motoarele cu aprindere prin compresie navale, lente, funcţionează după un astfel de ciclu termodinamic. c. Motoare cu ardere mixtă, atât la volum constant cât şi la presiune constantă, la care procesul de ardere este astfel condus încât evoluţia sa decurge parţial după o izocoră (porţiunea c-y, fig.1.3,b) şi parţial după o curbă izobară (porţiunea y-z, fig.1.3,b)

Fig.1.3 Ciclurile termodinamice reale de funcţionare a M.A.I.


12

1.2.2. Clasificarea MAI în raport cu modul de aprindere a combustibilului Criteriul cel mai important de clasificare este procedeul de aprindere a combustibilului, deoarece diferenţiază MAI în clase ce comportă mari deosebiri din punct de vedere funcţional (mod de formare a amestecului şi de ardere a acestuia, procedeu de reglare a sarcinii) din punct de vedere constructiv (dimensiuni, masă. forme, soluţii constructive), din punct de vedere al exploatării şi performanţelor tehnico-economice. După procedeul de aprindere MAI pot fi: a. Motoare cu aprindere prin scânteie ,sau motoare " Otto " notate prescurtat în această lucrare "MAS" la care declanşarea arderii (aprinderea) amestecului omogen aer + combustibil se realizează comandat, printr-o scânteie electrică produsă cu ajutorul unei instalaţii speciale (instalaţia de aprindere). În categoria MAS-urilor intră toate motoarele cu formarea amestecului în exteriorul cilindrului, şi cele alimentate cu benzină prin injecţie directă în galeria de admisie (injecţie monopunct). b. Motoare cu aprindere prin comprimare, sau motoare "Diesel" notate prescurtat "MAC" la care aprinderea se produce în urma proceselor ce au loc la contactul combustibilului cu aerul încălzit (la temperaturi > 450ºC) prin comprimare în cilindru (aerul este comprimat la presiuni > 25 bari). c. Motoare cu aprindere de la o suprafaţă caldă (SemiDiesel) sau cu cap incandescent. Aprinderea amestecului carburant în cazul acestui tip de motor se face prin comprimare şi de către pereţii incandescenţi ai camerei de ardere. Astfel înaintea pornirii motorului, capul incandescent (o sferă de fontă sau oţel turnată împreună sau separat cu chiulasa motorului) se încălzeşte până la temperaturi de 450-500ºC. Combustibilul injectat este proiectat pe pereţii zonei puternic încălzite a camerei de ardere se aprinde şi arde. Avantajul acestei variante constă în funcţionarea la presiuni mai coborâte, deci realizarea unui grad de compresie mai scăzut, nefiind necesară o pulverizare fină a combustibilului. Această tip de motor funcţionează după un ciclu în doi timpi. Motoarele cu aprindere prin comprimare "MAC" şi SemiDiesel sunt numai de tipul cu formarea amestecului în interiorul cilindrului.

1.2.3. Clasificarea MAI după modul de realizare a ciclului de funcţionare Acest criteriu de clasificare diferenţiază motoarele după numărul de rotaţii ale arborelui cotit în care se realizează ciclul motor. Cele două clase în care se grupează MAI potrivit acestui criteriu sunt marcate de deosebiri importante sub aspectul constructiv (motoare cu sau fără mecanism de distribuţie), funcţional (particularităţile schimbului de gaze, nivelul termic al organelor în contact cu gazele fierbinţi) precum şi al indicilor de performanţă. a. Motoare în patru timpi, (notate prescurtat în cadrul acestei lucrări "4T") la care ciclul de funcţionare se realizează în patru curse ale pistonului sau în două rotaţii ale arborelui motor (cotit).


13

b. Motoare în doi timpi, (notate prescurtat în cadrul acestei lucrări "2T") la care ciclul de funcţionare se realizează în două curse ale pistonului sau intr-o singura rotaţie a arborelui motor. Timpul (din franceză "temp") sau cursa (simplă) a pistonului corespunde deplasării pistonului între punctele p.m.s./p.m.i. (extreme →sau moarte← pentru MAI cu mişcare de translaţie a pistonului - caracterizate prin viteza zero a pistonului ). 1.2.4. Clasificarea MAI după modul de formare a amestecului aer combustibil In raport cu această diferenţiere există două tipuri de MAI: a. Motoare cu formarea amestecului în exteriorul cilindrului, categorie în care intră motoarele cu carburator, motoarele cu injecţie de benzină în galeria de admisie (injecţie monopunct) şi motoarele ce funcţionează cu combustibil gazos de joasă presiune. (specific MAS). Pentru aceste tipuri de motoare aerul şi vaporii de combustibil lichid (sau gazos) se amestecă în proporţii bine determinate (funcţie de regimul motorului) în dispozitive speciale numite carburatoare (respectiv amestecătoare) sau în galeria de admisie prin injecţie şi apoi vaporizare a combustibililor uşori (benzina) b. Motoare cu formarea amestecului în interiorul cilindrului, categorie ce cuprinde motoarele cu injecţie de motorină sau păcură, motoarele cu injecţie de benzină direct în cilindrul motorului (injecţie directă GDI) şi motoarele cu injecţie de combustibil gazos şi motorină. Injecţia la motoarele moderne se face prin presiunea însăşi a lichidului combustibil. La motoarele vechi se făcea prin pulverizarea combustibilului cu ajutorul aerului comprimat de către un compresor auxiliar.

1.2.5. Clasificarea MAI după modul de distribuţie a gazelor

a. Motoare cu distribuţie prin supape (în capul cilindrilor sau laterale) b. Motoare cu distribuţie prin cămăşi (sertare); cămăşi rotative sau oscilante prevăzute cu orificii care asigură comanda admisiei şi evacuării . c. Motoare cu distribuţie prin lumini (fante); luminile sunt orificiile din cilindri şi sunt comandate de piston. (tipice pentru motoarele în doi timpi) d. Motoare cu distribuţie mixă (cu lumini -fante- şi supape); specifice MAI în doi timpi (2T)

1.2.6. Clasificarea MAI după tipul de combustibil utilizat

a. Motoare ce utilizează combustibili lichizi Specifice MAS (cu benzină) şi MAC clasice (cu motorină sau păcură). Ultimii ani au stimulat introducerea pe scară largă a combustibililor neconvenţionali, prin aceştia înţelegându-se acei combustibili care nu provin din petrolul brut; dintre cei lichizi se remarcă alcoolii (metanolul şi etanolul). O subclasificare a combustibililor lichizi pentru motoare ar fi: a.1.Motoare ce utilizează combustibili lichizi uşori (benzină, benzen, alcooli, petrol).Pot fi cu carburator sau cu injecţie (MAS).


14

a.2.Motoare cu combustibili medii (motorină)- specifice motoarelor cu alimentare prin injecţie (MAC). a.3.Motoare cu combustibili grei (gudroane, ligroina, păcură); pot fi numai cu injecţie (specifice MAC lente în doi timpi (2T), navale. b. Motoare ce utilizează combustibili gazoşi (gaz de generator, gaz natural, gazele petroliere lichefiate GPL, combustibili gazoşi comprimaţi-metanolul, hidrogenul, etc.-). Motoarele cu aprindere prin scânteie pot fi uşor convertite de la varianta cu combustibil lichid la cea cu combustibil gazos, procedeul de alimentare purtând numele de "integral gas" (amestecul aer gaz se realizează în exteriorul cilindrului, în amestecător). c. Motoare ce folosesc combustibil solid sub formă de pulbere (fin măcinat), injectat în camerele de ardere prin injecţie pneumatică (prin intermediul aerului comprimat). d. Motoare ce funcţionează cu combustibil mixt, (aşa cum sunt motoarele cu gaze), unde combustibilul principal este reprezentat de combustibilul gazos, iar pentru aprindere se injectează în camera de ardere un combustibil lichid (motorina). La aceste tipuri de motoare (cu gaz) aprinderea prin comprimare este dificilă, de aceea se recurge la un procedeu de alimentare "diesel-gas" sau "dual fuel". în acest caz se recurge la un procedeu de alimentare simultană cu combustibil lichid şi gazos (de exemplu metan); astfel în motor se admite un amestec de aer şi gaz, care este apoi comprimat, iar la sfârşitul comprimării se injectează o cantitate redusă de combustibil lichid, care datorită presiunii şi temperaturii ridicate se aprinde; de la combustibilul lichid aprins arderea se propagă la combustibilul gazos. Combustibilul lichid, motorina, asigură iniţierea procesului de ardere şi funcţionarea la mersul în gol şi turaţie scăzută.

1.2.7. Clasificarea MAI după raportul de compresie a. Motoare cu compresie joasă (majoritatea motoarelor cu carburaţie externă) b. Motoare cu compresie medie (motoare cu injecţie şi aprindere comandată sau cu cap incandescent). c. Motoare cu compresie ridicată; motoare cu carburaţie internă (alimentate cu motorină prin injecţie) care lucrează după principiul Diesel

1.2.8. Clasificarea MAI după tipul constructiv al camerei de ardere

Clasificarea după acest criteriu se referă în principal la arhitectura camerei de ardere la motoarele cu aprindere prin compresie (MAC). a. Motoare cu cameră de ardere unitară sau cu injecţie directă, având un singur compartiment al acesteia cuprins între chiulasa, piston şi cilindru; injecţia se face direct în cilindru. Presiunile de injecţie sunt foarte ridicate (200-300-500 at), pentru a obţine o pulverizare foarte fină. Aprinderea se produce prin temperatura de compresie. b. Motoare cu cameră de ardere divizată, având două compartimente, legate între ele prin unul sau mai multe canale de legătură. Camerele divizate sunt: cu


15

cameră separată de preardere, cu cameră separată de vârtej şi cu cameră separată cu rezerva de aer. b.1.Motoare cu cameră separată de preardere La aceste tipuri de MAI, injecţia are loc cu o presiune între 80-120 at, într-o cameră separată (antecameră) ce comunică cu cameră de ardere principală prin mai multe orificii. Presiunea de compresie este mare, ceea ce asigura deci, temperatura de autoaprindere a combustibilului. b.2.Motoarele cu cameră separată de vârtej (sau de turbulenţă) sunt motoare în care antecamera este unită printr-un singur orificiu (mai mare) de camera principală de combustie, ce este astfel proiectată încât aerul de compresie , la intrarea în cameră să producă o puternică turbulenţă (printr-un orificiu tangenţial). b.3.Motoare cu cameră de rezervă de aer; aceste tipuri de motoare cu cameră secundară au ca element distinctiv faptul ca injecţia se face în camera principala, astfel ca, aerul ce iese din camera secundara (de acumulare) în timpul detentei să întâlnească vâna de combustibil pulverizat.

1.2.9. Clasificarea MAI după metoda de umplere a cilindrilor cu încărcătură

proaspătă a. Motoare cu umplere normală sau fără supraalimentare, la care admisia încărcăturii proaspete se face prin deplasarea pistoanelor la MAI 4T, şi cu ajutorul pompei de baleiaj la MAI 2T, astfel încât umplerea cilindrilor de lucru are loc la o presiune apropiată de presiunea mediului ambiant (p0). b. Motoare cu umplere forţată, sau supraalimentate, la care încărcătură proaspăta se introduce în cilindrii de lucru la o presiune, superioară mediului ambiant (pk>p0), cu ajutorul agregatelor de supraalimentare. c. Motoare cu supraalimentare parţială, la care cea mai mare parte a încărcăturii proaspete intră în cilindri la presiuni apropiate de presiunea atmosferică şi numai o parte a umplerii se face la presiuni pk>p0 mai mari decât presiunea atmosferică .


16

Fig.1.4 Clasificare M.A.I.


17

1.2.10. Clasificarea MAI după tipul de mişcare al pistonului a. Motoare cu piston în mişcare de translaţie (pistonul se deplasează în cilindru cu o mişcare alternativă rectilinie (de translaţie) b. Motoare cu piston în mişcare de rotaţie sau rotative (motoare Wankel)

1.2.11. Clasificarea MAI după modul de acţionare al pistonului a. Motoare cu simplu efect, la care ciclul de lucru se realizează de o singură parte a pistonului. b. Motoare cu dublu efect, la care arderea are loc alternativ de o parte şi de alta a fiecărui piston. c. Motoare cu pistoane opuse, (ce funcţionează după un ciclu în doi timpi), varianta în care în fiecare cilindru sunt câte două pistoane care delimitează între ele camera de ardere (avem de a face cu două motoare în doi timpi cu simplu efect , cu cameră de ardere comună).(fig.1.14)

1.2.12. Clasificarea MAI după construcţia mecanismului bielă manivelă a. Motoare fără cap de cruce (cu piston portant sau bielă articulată cu bolţ în piston) la care puterea pe cilindru este mai mică de 500 Kw; varianta specifică MAI semirapide şi rapide; (fig.1.11) b. Motoare cu cap de cruce,(fig.1.12) la care puterea pe cilindru este mai mare de 500 KW (sunt MAC navale lente); la aceste tipuri de motoare piciorul bielei este articulat de tija fixă montată în piston (ghidat cu ansamblu cap de cruce – culisa).

1.2.13. Clasificarea MAI după numărul de cilindri

a. Motor monocilindric; motor cu un singur cilindru. b. Motor policilindric; motor cu mai mulţi cilindri Numărul cilindrilor se fixează pe bază următoarelor observaţii : Motoarele cu un număr redus de cilindri au o construcţie mai simplă, cu un număr redus de piese şi o supraveghere uşoară. În schimb ele au o echilibrare insuficientă şi cuplul motor neuniform, deci au nevoie de un volant greu. Locul pe care-l ocupă în centrale şi eventual pe vehicul este exagerat. Ele se folosesc mai ales în instalaţiile fixe, în care aceste dezavantaje se resimt mai puţin.


18

Construcţiile policilindrice au cilindri cu o capacitate mai redusă şi pot folosi fără mari dificultăţi şi turaţii mai ridicate, fiind deci mai uşoare si, conform ecuaţiilor de similitudine, au solicitări termice mai reduse. Forţele de inerţie se pot echilibra mai uşor şi mai complet, iar cuplul lor motor este mai uniform. Alegerea numărului de cilindri " i" depinde de puterea efectivă a motorului. De obicei se înregistrează valorile: -pentru motoare de putere redusa: i= 1......6 ; -pentru motoare de putere medie : i= 4......8 ; -pentru motoare de putere mare : i= 6.....18 . Foarte rar, pentru obţinerea unor puteri mari şi în cazul unor prescripţii severe în privinţa greutăţii şi gabaritului, se utilizează şi valori "i" mai mari. În cazul numărului mare de cilindri se rezolvă mai uşor problemele de echilibrare şi de neuniformizare a vitezei de rotaţie. Trebuie menţionat însă că aşezarea în linie a mai mult de zece cilindri nu este indicată din cauza echilibrării "interioare" defectuoase (rigiditatea insuficientă a carterului sau a ramei de fundaţie în plan longitudinal) şi din cauza vibraţiilor torsionale ale arborelui cotit. De regulă, în cazul unui număr mai mare de şase cilindri, se utilizează dispuneri "speciale" ale cilindrilor (în V, în stea, în evantai, cu cilindrii opuşi etc. ). Pentru anumite utilizări, cum sunt cazurile motoarelor de tracţiune şi de aviaţie, experienţa a stabilit că dimensiunile cilindrilor nu trebuie să se îndepărteze mult de la anumite valori, considerate optime. În aceste cazuri, numărul cilindrilor se determină divizând puterea cerută prin puterea realizabilă în cilindri normali şi se modifică numai pentru a satisface şi alte condiţii impuse (de exemplu: obţinerea unei bune echilibrări, a unui cuplu uniform etc.). La motoarele pentru navigaţie, numărul minim de cilindri este fixat în vederea posibilităţii de demarare cu aer comprimat, din orice poziţie. Motoarele în patru timpi cu simplă acţiune au, din această cauză, cel puţin şase cilindri, iar cele cu dublă acţiune cel puţin trei cilindri. Cele în doi timpi, cu simpla acţiune, trebuie să aibă cel puţin patru cilindri. Sporirea numărului de cilindri, deci adoptarea unei puteri reduse pentru fiecare cilindru component, este însă însoţită şi de o serie de neajunsuri. Construcţia motoarelor policilindrice este mai complicată şi relativ mai scumpă decât a celor monocilindrice. Numărul organelor de executat este proporţional cu numărul cilindrilor, întrucât fiecare cilindru are organele sale de distribuţie şi câte un mecanism motor. Cu sporirea numărului acestor organe creşte sensibil şi posibilitatea defectărilor, iar supravegherea funcţionării urmează să se facă de către un personal bine pregătit. Cum sporirea numărului de cilindri este de obicei însoţită şi de o creştere a turaţiei, iau naştere forţe de inerţie mai mari care fac necesară o execuţie mai precisă a pieselor, cu jocuri mai reduse în articulaţii şi între organele motorului. Cu excepţia unor construcţii speciale, de exemplu a motoarelor în stea, arborii motoarelor policilindrice au un număr mare de coturi şi fusuri, sunt mai lungi şi, din cauza elasticităţii lor, sunt expuşi la oscilaţii de răsucire şi încovoiere, greu de evaluat şi de înlăturat. Fenomenele de rezonanţă la arborii acestor motoare amplifică mult solicitările materialului şi în numeroase cazuri scurtează


19

mult durata lor de funcţionare. Nu se pot da indicaţii precise pentru alegerea numărului de cilindri, care să ţină seama de observaţiile de mai sus, precum şi de indicaţiile ce se vor da la studiul uniformizării mersului şi echilibrării motoarelor şi la studiul oscilaţiilor arborelui cotit. Comparaţia motorului proiectat cu cele de tip similar, construite şi încercate, uşurează mult această alegere. 1.2.14. Clasificarea MAI după poziţia axei cilindrului faţă de axa de rotaţie a

arborelui cotit a. Motor axat, la care axa cilindrului coincide cu axa de rotaţie a arborelui motor. b. Motor dezaxat, la care între axa de rotaţie a arborelui cotit şi axa cilindrilor se practică o dezaxare pentru reducerea forţelor ce concură la uzura cămăşii de cilindru.(fig.1.6)

1.2.15. Clasificarea MAI după dispunerea cilindrilor (fig.1.5)

Toate motoarele amintite, în continuare sunt motoare policilindrice: a. Motor vertical; cilindrii sunt aşezaţi vertical, deasupra arborelui motor(fig.1.6). Cilindrii dispuşi vertical sunt foarte răspândiţi. Motoarele cu cilindrii verticali au ovalizări mai mici, randament mecanic mai bun şi spaţii de instalare foarte reduse. La cele policilindrice se obţine, prin construcţia în bloc a cilindrilor, o mare rigiditate, precum şi economie de spaţiu şi de material. Vizitarea mecanismului motor este înlesnită prin prevederea unor ferestre de vizitare, pe una sau ambele feţe ale carcasei, iar vizitarea celui de distribuţie prin aşezarea arborelui cu came la o înălţime uşor accesibilă. Cilindrii motorului se pot aşeza la distanţe foarte mici unul de altul, determinate numai de dimensiunile cilindrului şi ale arborelui cotit. În anumite cazuri şi mai ales în aviaţie, pentru a spori vizibilitatea, se construiesc motoare cu cilindri verticali în linie, suspendaţi de carterul motorului (cilindri inversaţi). b. Motor orizontal; cilindrii sunt aşezaţi orizontal, pe o singură parte a arborelui cotit.(fig.1.7).Cilindrii dispuşi orizontal se folosesc mai ales la motoarele mono şi bicilindrice, şi la motoarele mari cu gaz, cu cilindri dispuşi în tandem (pistoanele celor doi cilindri sunt fixate pe aceeaşi tijă şi acţionează printr-o bielă unică asupra arborelui cotit). În cazuri rare se foloseşte această dispoziţie la motoarele mici de mare turaţie, policilindrice, în construcţia denumita Boxer.(vezi punctul "j" ) Motoarele mono- şi bicilindrice cu cilindri orizontali au avantajul unei supravegheri uşoare şi al unui acces uşor la mecanismul motor şi la cel de distribuţie. în schimb, ele au nevoie de un spaţiu de instalare mare, iar greutatea pistoanelor provoacă o ovalizare mai rapida a cilindrilor. Mecanismul de distribuţie, având nevoie de un arbore cu came pentru fiecare cilindru, are construcţia complicată. Cilindrii motoarelor orizontale, nefiind solidarizaţi, preiau fiecare forţele din mecanismul respectiv, din care cauză materialul lor nu este folosit raţional. Construcţia motoarelor orizontale policilindrice de tip Boxer este caracterizată prin


20

dispunerea cilindrilor în opoziţie, la mică distanţă unul de celalalt. Se obţine astfel o buna echilibrare a forţelor de inerţie şi o mare economie de spaţiu de instalare, în direcţia lungimii arborelui şi în direcţia verticală. Distribuţia lor este în totul comparabilă cu a motoarelor verticale. Motoarele de acest tip se folosesc de preferinţ pentru tracţiunea feroviară, întrucât se pot instala sub cutia vagonului, pe boghiu; se folosesc şi pe autovehicule şi în aviaţie (în acest din urma caz, se instalează în aripa avioanelor). c. Motor inversat; cilindrii sunt aşezaţi sub arborele motor (într-un plan vertical) d. Motor înclinat; axele cilindrilor sunt înclinate faţă de un plan vertical. e. Motor în linie; cu un singur rând de cilindri aşezaţi unul după altul în linie dreapta, montaţi în bloc, grupuri sau individual pe un carter comun al arborelui motor (numărul de cilindri: 2, 4, 6, 8) f. Motor cu cilindri în V; motor cu două rânduri (linii) de cilindri ce au axa de întretăiere a planurilor celor două linii în axa unui singur arbore motor. Unghiul V-ului poate fi: 45, 60, 90, 120. 135, grade după numărul cilindrilor, ales astfel ca exploziile să fie pe cât posibil uniform repartizate pe o rotaţie a arborelui cotit. (numărul de cilindri: 2, 4, 6, 8, 12, 16)(fig.1.8). Cilindrii dispuşi în V se întâlnesc la motoarele cu mulţi cilindri, la care este avantajos să se scurteze construcţia şi să se utilizeze spaţiul disponibil. În acest caz, cilindrii motorului se dispun în linie, în două planuri înclinate, cuprinzând între ele de obicei unghiuri de 60° sau 90°. Cilindrii sunt dispuşi doi câte doi într-un plan perpendicular pe axă şi mecanismele lor lucrează asupra aceluiaşi maneton, capul uneia dintre biele fiind bifurcat. În aviaţie, această construcţie se foloseşte de multe ori rotită în plan cu 180°, aşa încât cilindrii sunt sub carter . Se obţine şi în acest caz o mai buna vizibilitate pentru pilot. Construcţia în V a motorului se foloseşte pe autovehicule şi la motoarele de performanţă din F1 , pentru vagoanele automotoarelor şi în aviaţie. Există tendinţa de a se introduce această construcţie şi în unele instalaţii fixe. Se foloseşte şi la instalaţii navale de propulsie cu motoare cu ardere internă semirapide. g. Motor în W; motor obţinut prin introducerea unei noi linii de cilindri între cele două linii ale unui motor în V. Cilindrii dispuşi în W asigură o mare economie de spaţiu şi o reducere importantă a numărului de coturi ale arborelui. h. Motor în X; motor cu patru rânduri de cilindri şi un singur arbore motor.(fig.1.9) i. Motor în stea; motor cu unul sau mai multe grupuri de cilindri, fiecare grup având un număr impar de cilindri, dispuşi uniform în jurul arborelui motor. Acest tip de motor are dispuse pe o singură manivelă mai multe biele ce lucrează în cilindri aşezaţi radial pe carter. Pentru a obţine explozii echidistante (deci o echilibrare aproape perfectă) la motoarele în 4 timpi, se utilizează un număr nepereche de cilindri. Această dispunere a cilindrilor este specifică motoarelor utilizate în aviaţie având grupe de 3,5,7,9 cilindri. Există şi variante cu stele multiple (spre exemplu stele duble). În cazul motoarelor răcite cu aer se folosesc cel mult două stele - cilindrii stelei a două sunt aşezaţi în intervalul cilindrilor din prima stea. Arborele motorului are câte un cot pentru fiecare stea iar mecanismul motor este realizat cu


21

câte o bielă principală pentru unul din cilindrii stelei şi câte o bielă secundară pentru fiecare dintre ceilalţi cilindri. j. Motor cu cilindri opuşi (boxer); Motor cu două rânduri paralele de cilindri situate în acelaşi plan şi dispuse de o parte şi de alta a arborelui motor(avem de-a face de fapt cu motoare cu pistoane în V la care unghiul dintre cilindri ajunge la 180 de grade); numărul de cilindri: 2, 4, 8, 12, 16) (fig.1.7) k. Motor cu cilindri în H; motor având dispunerea cilindrilor în două plane paralele între ele, cuprinzând câte două rânduri de cilindri opuşi;(număr de cilindri:8,12,16) Cilindrii dispuşi în H se pot considera alcătuiţi din două grupe de cilindri tip Boxer dispuşi însă cu planurile cilindrilor vertical. Motorul are doi arbori cotiţi ce transmit prin angrenaje puterea produsă unui arbore motor unic. l. Motor cu cilindrii dispuşi în U - se folosesc la unele agregate termice de tracţiune feroviară (Diesel-electrice). Se obţine din construcţia în H prin suprimarea cilindrilor suspendaţi a căror ungere este mai dificilă. m. Motoare cu pistoane opuse în cilindru comun. Acestea sunt motoare pentru instalaţii fixe sau navale; se pot folosi în diverse configuraţii poligonale cu mai mulţi arbori cotiţi cuplaţi cu arborele principal prin roţi dinţate(fig.1.13,dispunerea cilindrilor în romb, în delta, în pătrat, hexagon etc.). Motor cu cilindri în delta (triunghi) soluţie constructivă ce permite funcţionarea motoarelor cu pistoane opuse aflate în cilindru comun. (fig.1.14) n. Motor cu cilindri jumelaţi aşezare a cilindrilor în grupuri de câte doi cu aceeaşi cameră de ardere, bielele lor acţionând un maneton al arborelui cotit.(fig.1.10) .

Fig.1.5 Clasificarea M.A.I. după dispunerea cilindrilor


22

Fig. 1.6 Motoare cu cilindri în linie


23

Fig. 1.7 M.A.I. cu cilindri opuşi


24

Fig 1.8 M.A.I. cu cilindri în V şi W


25

Fig. 1.9 M.A.I. cu cilindru în X şi stea


26

Fig 1.10 M.A.I. cu cilindri paraleli şi chiulasă comune


27

Fig. 1.11 Mecanismul bielă manivelă la M.A.I.


28

Fig. 1.12 M.A.I.2T cu cap de cruce şi presetupă


29

Fig. 1.13,a M.A.I. cu cilindri în U


30

Fig. 1.13,b M.A.I. cu mai mulţi arbori cotiţi


31

Fig. 1.14 M.A.I. cu pistoane opuse aflate în cilindru comun


32

1.2.16. Clasificarea MAI după turaţia nominală Caracterizarea rapidităţii MAI prin viteza medie a pistonului s-a dovedit mai cuprinzătoare decât caracterizarea rapidităţii prin viteza de rotaţie a arborelui cotit, n [rot/min] Viteza medie a pistonului este determinată prin: vpm=(S*n)/30 [m/s] în care S [m] cursa pistonului între cele două puncte moarte (p.m.s. punct mort superior, ce corespunde poziţiei celei mai apropiate a pistonului de camera de ardere şi p.m.i. punctul mort inferior, ce corespunde poziţiei celei mai depărtate a pistonului de camera de ardere) n [rot/s] turaţia arborelui cotit al motorului a. Motoare lente, în care viteza medie a pistonului are valori de la 4 la 6,5 m/s. Specifice motoarelor navale lente, de puteri foarte mari, ce funcţionează după un ciclu în doi timpi.(fig.1.11, fig.1.12) b. Motoare de turaţie medie, cu viteza medie a pistonului de la 6.5 la 10 m/s. Motoare semirapide ,utilizate în propulsia navală şi ca motoare staţionare. c. Motoare rapide, cu viteze medii ale pistonului cuprinse în intervalul 10-15 m/s, folosite în tracţiunea terestră şi aeriană.

1.2.17. Clasificarea MAI după numărul de arbori cotiţi a. Motoare cu un singur arbore cotit; specifice majorităţii motoarelor b. Motoare cu mai mulţi arbori cotiţi (fig.1.13)

1.2.18. Clasificarea MAI după sensul de rotaţie al arborelui cotit a. Motoare model stânga, MAI ireversibile (cu posibilitatea de rotire într-un singur sens), (specifice navale) care au sensul de rotaţie spre stânga, (pentru un observator care priveşte din pupa spre prova navei, pentru motorul montat ca motor principal) b. Motoare model dreapta, MAI ireversibile, (specifice navale) care au sensul de rotaţie spre dreapta, (pentru un observator care priveşte din pupa spre prova navei, pentru motorul montat ca motor principal) c. Motoare reversibile, care sunt motoare navale, Diesel lente şi unele motoare Diesel semirapide, ce beneficiază constructiv, de posibilitatea schimbării sensului de rotaţie al arborelui cotit.


33

1.2.19. Clasificarea MAI după natura agentului de răcire a. Motoare răcite cu lichid, (fig.1.15,b) la care cilindrii, chiulasa, etc sunt răcite cu un agent de răcire lichid (apa, ulei sau glicoli) ; acesta circulă în sistem deschis (la motoarele navelor mici) sau în sistem (circuit) închis, la presiunea mediului ambiant sau la presiuni mai mari într-un sistem auxiliar al MAI numit sistem de răcire. Apa este cel mai utilizat agent lichid de răcire. Uleiul se mai foloseşte pentru răcire îndeosebi la motoarele mai mari (navale). Glicolii se utilizează la motoarele a căror temperaturi de funcţionare (pentru lichidul de răcire) depăşesc sensibil 100 grade Celsius (curse, record, aviaţie) sau pentru motoarele ce lucrează în zone în care temperatura mediului ambiant este sub 0 grade Celsius. b. Motoare răcite cu aer, la care cilindrii, chiulasa, etc sunt răcite cu un curent dirijat de aer. Acestea pot fi la rândul lor: b.1.Motoare răcite cu un curent de aer natural (cazul motoarelor de motocicletă) b.2.Motoare răcite cu un curent de aer dirijat forţat (cazul motoarelor ce posedă un ventilator puternic şi un sistem de dirijare a curentului de aer) (fig.1.15,a)

1.2.20. Clasificarea MAI după destinaţie a. Motoare utilizate pentru tracţiune terestră.(MAI rapide) Specifice motoarelor ce echipează utilajele şi instalaţiile portuare, autovehiculele, tractoarele. b. Motoare utilizate pentru propulsia navelor aeriene (MAS rapide în stea) c. Motoare dedicate propulsiei navale (MAI lente sau semirapide) d. Motoare staţionare (industriale) destinate acţionarilor auxiliare ale instalaţiei energetice a navei (D.G) sau instalaţiilor energetice terestre izolate sau de avarie.

•••• * Se observă că pentru precizarea tipului unui motor trebuie să se facă referire, simultan la mai multe criterii de clasificare. Deseori, pentru acelaşi scop se întrebuinţează formule constructive diferite, cu avantajele şi dezavantajele lor. În trecut se făcea o distincţie principală între MAS şi MAC, deosebire care astăzi tinde să dispară. Anumite organe, soluţii constructive şi dispoziţii generale sunt comune ambelor feluri de motoare. Diferit sunt tratate numai organele speciale, mai ales cele ce concură la procesul de alimentare şi cel de ardere. Acest punct de vedere este adoptat şi în lucrarea de faţă; astfel MAC-ul va fi luat ca "model conducător de expunere", "motorul Otto" tratându-se numai pentru organele lui specifice.


34

Fig. 1.15 Tipuri de sisteme cu răcire la M.A.I.


35

1.3 PRINCIPIILE DE FUNCŢIONARE ALE MOTOARELOR DE UTILAJE

PORTUARE

1.3.1.Construcţia şi elementele motoarelor cu piston Un motor cu ardere internă reprezintă o maşina complexă alcătuită dintr-un sistem elementar numit mecanismul motor , un ansamblu de sisteme auxiliare şi din aparatura pentru controlul funcţionării. A. MECANISMUL MOTOR este alcătuit la rândul lui din două părţi: a. Partea mobilă numită şi mecanism bielă - manivelă care cuprinde trei organe principale pistonul (2 în fig.1.16), biela (4) şi arborele motor sau cotit (6) Grupul piston cuprinde pe lângă piston şi segmenţii (9) [ce pot fi: de compresiune (de etanşare) ce asigură etanşarea spaţiului de lucru al motorului situat deasupra pistonului -de ungere-(raclori)- ce îndepărtează surplusul de ulei de pe pereţii cilindrului] şi bolţul (axul) ce articulează piciorul bielei. Biela (4) este articulată de piston prin intermediul bolţului şi de fusul maneton (manivela) al arborelui cotit . Arborele cotit este alcătuit din fusurile maneton (6) de care se articulează cu biela, din braţul de manivelă (sau braţul manetonului) care leagă fusurile manetoane de fusurile paliere (de reazem) (fig.1.1) şi fusurile paliere . b. Partea fixa a mecanismului motor cuprinde: cilindrul (3) (fig.1.16)(care împreună cu ceilalţi cilindri este montat într-o piesă comună denumită bloc al cilindrilor), chiulasa (1) (ce realizează închiderea cilindrilor la partea superioară şi care conţine şi organele de distribuţie ale gazelor-supapele de admisie SA şi de evacuare SE) şi carterul ce face uneori piesă comună cu blocul cilindrilor şi are rolul de a sprijini arborele cotit al motorului (carterul superior-3) sau de a de a colecta (depozita) lubrifiantul (uleiul necesar instalaţiei de ungere) , numit şi carterul inferior-7) B. ANSAMBLUL DE SISTEME AUXILIARE cuprinde: a. Sistemul de distribuţie, reprezintă ansamblul tuturor organelor care permite umplerea periodică a cilindrului cu gaze proaspete şi evacuarea periodică a gazelor de ardere din cilindrii motorului în atmosfera. Acesta cuprinde trei părţi: conductele (colectoarele) de admisie [şi de evacuare] prin care se transportă şi distribuie fluidul motor proaspăt între cilindri [şi gazele arse din cilindri în atmosferă]; mecanismul de distribuţie ce este responsabil de comanda deschiderii periodice comandate a orificiilor de comunicaţie (SA, SE) a camerei de ardere cu exteriorul; amortizoarele de zgomot atât pe galeria de admisie (cutie filtru) cât şi pe cea de evacuare (tobe). b. Sistemul de alimentare cu combustibil, este realizat funcţie de modul de formare a amestecului: -la MAS - carburator alimentat cu benzină prin conducte şi filtre de la un rezervor cu ajutorul unei pompe de alimentare; Carburatorul îndeplineşte funcţiunile de dozare a combustibilului şi aerului în raport cu sarcina şi turaţia motorului, asigură pulverizarea, vaporizarea şi amestecarea parţială a combustibilului cu aerul, pornirea sigură a motorului, etc.


36

- la MAC - pompa de alimentare (a pompei de injecţie) aspira combustibilul din rezervor printr-o baterie de filtre şi îl dirijează prin conducte (sistemul de joasă presiune) spre pompa de injecţie; pompa de injecţie asigură presiunea ridicată a motorinei (pentru pulverizare) prin conductele de înaltă presiune (100-150 bar)(sistemul de injecţie) combustibilul este introdus prin injectoare în camera de ardere. Cerinţele la nivelul acestui sistem sunt asupra dozării, distribuţiei şi preciziei introducerii combustibilului în cilindri. c. Sistemul de aprindere este utilizat numai la MAS (la MAC aprinderea se face prin compresie); cuprinde bateria de acumulatori (sursa de curent) de la care se alimentează ruptorul (platina) care asigură întreruperea circuitului primar al bobinei de inducţie (transformatorul de înaltă tensiune); Tensiunea din secundarul bobinei de inducţie este distribuită în ordinea de aprindere (de funcţionare) bujiilor cilindrilor. Scânteia comandată se produce între electrodul central şi cel lateral legat la masa motorului. Încărcarea bateriei de acumulatori se face cu ajutorul alternatorului sau dinamului antrenat prin curea de la arborele cotit al motorului. d. Sistemul de răcire grupează totalitatea agregatelor, aparatelor şi dispozitivelor care are rolul de a asigura evacuarea forţată prin pereţi a căldurii deci de a răci piesele motorului ce vin în contact cu gazele fierbinţi. Este necesar nu numai să se răcească motorul, dar trebuie găsită şi menţinută în exploatare temperatura optim a fluidului de răcire, la care indicii de performanţă ai motorului sunt cei mai buni. Răcirea poate fi cu aer sau cu lichid (dar în final tot aerul ambiant preia căldura). La răcirea cu lichid chiulasa şi cămaşa de cilindru sunt prevăzute cu spaţii de răcire prin care circulă acesta. Circulaţia lichidului este asigurată, forţat, cu o pompa de circulaţie (apă) antrenata de la arborele motor prin transmisie cu curea trapezoidala. în partea frontală a arborelui cotit (sau la soluţiile moderne cu ajutorul unui motor electric) se află montata turbina (la răcirea cu aer) sau ventilatorul ce generează curentul de aer necesar răcirii forţate. La pornirea motorului, pentru a realiza o încălzire rapidă, pe conducta de trecere a lichidului spre radiator (schimbător de căldura încrucişat lichid - aer) se montează un dispozitiv numit termostat. Termostatul este astfel construit încât permite trecerea lichidului spre radiator numai dacă temperatura sa depăşeşte 75 °C. Sub aceste temperaturi lichidul circulă de la pompă în spaţiile de răcire din cilindri apoi chiulasa şi înapoi în pompă, circuitul fiind denumit şi circuitul mic. Când motorul atinge temperatura de regim (80°C) termostatul se deschide şi lichidul circula de la pompa, la spaţiile de răcire din cilindri, chiulasă, termostat, radiator şi din nou în pompă(fig.1.15) e. Sistemul de ungere cuprinde totalitatea dispozitivelor, aparatelor şi maşinilor ce servesc la ungerea organelor motorului. Există trei procedee de ungere: ungerea prin ceaţa de ulei şi stropire, ungere sub presiune şi ungerea mixtă. Organele puternic solicitate nu pot fi unse prin ceaţa de ulei, deoarece procedeul nu asigură debitul de ulei necesar, în schimb ungerea tuturor organelor motorului sub presiune ar complica şi ar scumpi sistemul de ungere. Sistemul de ungere este alcătuit dintr-un circuit principal (ce cuprinde rezervorul de ulei una sau mai multe pompe de ulei, conducte şi supape de siguranţă) şi unul sau mai multe


37

circuite secundare ce cuprind filtru de ulei în derivaţie şi radiatorul de răcire. Ungerea mixtă este specifică motoarelor de tracţiune portuare, motoarelor navale fiindu-le specifică ungerea prin presiune. f. Sistemul de pornire generalizat la motoarele de tracţiune portuară este sistemul de pornire electric; Motorul este antrenat, la pornire cu ajutorul unui motor electric de curent continuu (demaror) alimentat de la baterie. În cazul motoarelor mari de tracţiune navală sau feroviară pornirea se poate face cu aer comprimat, folosindu-se fie motoare pneumatice fie introducerea aerului (printr-un sistem de distribuţie adecvat) direct în cilindrii motorului. Pornirea cu ajutorul motoarelor auxiliare MAS prin intermediul unui reductor este specifică motoarelor MAC mari. e. Sistemul de supraalimentare asigura mărirea presiunii fluidului proaspăt introdus în motor (concomitent cu creşterea cantităţii de combustibil) în vederea obţinerii unor puteri sporite. Această se realizează cu ajutorul unor suflante antrenate mecanic de la arborele cotit, unor suflante acţionate de motoare electrice sau prin turbo supraalimentare) (fig.1.21) C. APARATURA DE CONTROL cuprinde termometrele, manometrele, turometrele ce tind actualmente să se integreze în diferitele sisteme auxiliare asigurând simultan cu vizualizarea mărimii (pe afişaj analogic sau digital) şi reglarea şi protecţia automată a ansamblului motor. 1.3.2. Principiul de funcţionare al motorului

în patru timpi MAI4T Motoarele cu ardere internă au fost în primul rând motoare în 4 timpi. Se descrie pe scurt principiul acestor tipuri de motoare. În figura 1.16 se prezintă schema unui motor cu ardere internă cu piston în mişcare alternativă, la care ciclul motor se realizează pe parcursul a patru curse ale pistonului (de aici şi denumirea de motor în 4 timpi), adică la două rotaţii ale arborelui cotit. Notaţiile din figura 1.16 sunt următoarele: 1.chiulasă; 2.piston; 3.blocul cilindrilor; 4.bielă; 5.carterul superior; 6.manivelă (braţul arborelui cotit); 7.carterul inferior (baia de ulei); 8.bujia la MAS (sau injectorul la MAC); SE. supapa de evacuare; SA. supapa de admisie; p.m.s.. punctul mort superior; p.m.i.. punctul mort inferior. Fig.1.16 Principalele elemente

componente ale unui M.A.I.


38

Fig.1.17 Diagrama de variaţie a presiunii cu unghiul de rotaţie al arborelui cotit


39

Un motor cu ardere internă cu piston, în 4 timpi, nesupraalimentat sub forma cea mai simplă, funcţionează în felul următor: Într-un cilindru 3, se mişcă un piston 2. Mişcarea alternativă de translaţie a pistonului 2 este transformată în mişcare continuă de rotaţie, prin intermediul unui mecanism compus din biela 4, şi manivela 6. Pistonul închide în cilindru un spaţiu etanş în care se succed procesele de lucru ale motorului: admisia unei încărcături proaspete, comprimarea, aprinderea şi arderea amestecului combustibil, destinderea şi evacuarea gazelor arse. Acesta se repeta periodic, deci după evacuarea gazelor prin supapa de evacuare SE ciclul se va relua cu umplerea cilindrului din galeria de admisie prin orificiu comandat de supapa de admisie SA. Aşa cum se remarca din figura 1.17, procesele ce se desfăşoară în cilindrul motorului cu ciclu de funcţionare în 4 timpi nu au exact aceeaşi durată cu a curselor. Motivele le vom descifra în capitolele ce vor urma. Convenţional, vom considera totuşi ca, procesele termice, cu excepţia arderii, se suprapun doar aproximativ cu cursele pistonului. Supapele de aspiraţie SA, supapele de evacuare SE şi scânteia bujiei (la MAS) sau comanda injectorul la MAC sunt comandate de arborele de distribuţie (sau cu came) care au o turaţie egală cu 1/2 din turaţia arborelui cotit.

1.3.2.1.Motorul cu aprindere prin scânteie "MAS4T"

Astfel pentru MAS în patru timpi vom avea (fig.1.16, fig.1.18) Timpul întâi: ADMISIA (sau cursa de admisiune - umplere- a cilindrului) Arborele cotit 6, rotindu-se, antrenează manivela 6, prin intermediul bielei 4, deplasează pistonul 2 de la punctul mort superior p.m.s. spre punctul mort inferior p.m.i.. Supapa de admisie SA fiind deschisă, gazele proaspete (aer + combustibil în amestec omogen) pătrund în cilindru datorită depresiunii create de mişcarea

Fig.1.18 Funcţionarea M.A.S.4T


40

(pistonului în diagrama p-V cursa p.m.s. - p.m.i. este reprezentata prin izobara 0-1). Timpul doi: COMPRESIA (sau cursa de compresie) are loc la deplasarea pistonului de la p.m.i. la p.m.s. (datorită rotirii arborelui motor); ambele supape fiind închise, gazele sunt comprimate în cilindru politropic. În apropiere de p.m.s. bujia declanşează scânteia iniţiindu-se astfel procesul de ardere al combustibilului. în figura 1.11 (in diagrama p-V corespunzătoare unei funcţionări ideale a ciclului termic) compresia este reprezentata prin politropa 1-2. Timpul trei: EXPLOZIA şi DETENTA (sau cursa de destindere) se desfăşoară sub acţiunea presiunii generate de arderea amestecului carburant (ambele supape sunt închise). Pistonul aflându-se în apropierea p.m.s. comprima gazele în spaţiul mort al cilindrului (camera de ardere); la producerea scânteii de aprindere gazele ard exploziv cu creştere rapidă de temperatura şi presiune. În diagrama p-V, acest fenomen exploziv este reprezentat ideal prin izocora 2-3. Pistonul se deplasează de la p.m.s.-p.m.i., împins de gazele arse şi calde sub acţiunea presiunii mari a acestora. Detenta se face politropic, după 3-4 din diagrama p-V (fig.1.18). Destinderea este singurul timp motor, adică singurul timp în care se obţine lucru mecanic (ceilalţi timpi consumă lucru mecanic). În diagrama p-V liniile 2-3-4 reprezintă deci arderea (ideală, la volum constant) şi detenta. Timpul 4: EVACUAREA sau cursa de evacuare se desfăşoară când pistonul se deplasează de la p.m.i. la p.m.s., supapa de evacuare SE fiind deschisă; La deschiderea SE gazele arse scapă prin galeria de evacuare şi se destind de la presiunea punctului 4 (diagrama p-V fig 1.18) până la presiunea punctului 1. Pistonul, urmându-şi cursa de la p.m.i. spre p.m.s., evacuează restul de gaze arse la presiunea atmosferică după linia 1-0. în fig.1.18 evacuarea este urmărită

Fig.1.19 Funcţionarea M.A.C.4T


41

(in mod ideal) prin transformările 4-1-0. Ajuns în p.m.s., pistonul pleacă din nou spre p.m.i.; supapa de admisie să se redeschide şi ciclul se reia.

1.3.2.2. Motorul cu aprindere prin compresie "MAC4T" Astfel pentru MAC în patru timpi vom avea (fig.1.16, fig.1.19) Timpul întâi: ADMISIA Acest timp este similar cu cel de la MAS, cu deosebirea că se admite numai aer curat. în diagrama p-V (fig.1.19) admisia este reprezentată prin izobara 0-1. Timpul doi: COMPRESIA; are loc ca şi la MAS, mediul comprimat fiind deci, aerul curat. Raportul de compresie este mai ridicat, astfel aerul se încălzeşte (prin comprimare) peste temperatura de autoaprindere a combustibilului. În apropiere de p.m.s. se injectează combustibil iniţiindu-se astfel procesul de ardere a combustibilului. În figura 1.12 (în diagrama p-V corespunzătoare unei funcţionări ideale a ciclului termic) compresia este reprezentată prin politropa 1-2. Timpul trei: INJECŢIA, ARDEREA şi DSTENTA; Pistonul, porneşte din p.m.s. (punctul 2 înfig.1.12); injectorul introduce combustibil cu o presiune superioara presiunii finale de compresie, pulverizându-l fin. Picăturile de combustibil ard treptat pe măsură ce acesta este introdus în cilindru. Pistonul se deplasează de la p.m.s. la p.m.i.; Presiunea în cilindru rămâne constantă, deoarece temperatura creşte datorită arderii treptate a combustibilului (ce începe în punctul 2 -începutul injecţiei- şi se sfârşeşte în punctul 3). La terminarea arderii pistonul îşi continuă cursa spre p.m.i., gazele se destind politropic (3-4). Destinderea este ca şi la MAS singurul timp motor, adică singurul timp în care se obţine lucru mecanic. în diagrama p-V liniile 2-3-4 reprezintă deci arderea (ideală, la presiune constantă) şi detenta. Timpul 4: EVACUAREA se desfăşoară când pistonul se deplasează de la p.m.i. către p.m.s., supapa de evacuare SE fiind deschisă, şi este identică cu cea de la MAS4T. Atât la MAS cât şi la MAC aceste procedee simplificate nu pot explica decât ideal funcţionarea MAI. Atât mediul ce lucrează în cilindru cât şi aspectele funcţionale fac imposibilă evaluarea performanţelor MAI cu legile termodinamicii gazelor ideale.


42

Fig.1.20 Diagramele de funcţionare pentru M.A.I.4TNS


43

Precizări privind funcţionarea MAI4TNS Pentru MAI4TNS motoarele cu ardere internă (cu piston în mişcare de translaţie în cilindru) în patru timpi nesupraalimentate se fac următoarele observaţii: PROCESUL DE ADMISIE (umplere) se suprapune peste timpul 1, (fig.1.17), (fig.1.20) Acesta durează (in mod real) de la deschiderea supapei de admisie (dsa) până la închiderea supapei de admisie (isa). Se poate observa că procesul de admisie are o durată mai mare decât cursa (timpul) de admisie. Astfel avansul la deschidere a supapei de admisie αdsa începe de la dsa până la p.m.s. şi are rolul de a asigura o umplere mai bună a cilindrilor de lucru cu încărcătură proaspătă. Datorită pierderilor gazodinamice în instalaţia de admisie şi mai ales în "zonele înguste" de trecere pe lângă supapa de admisie, presiunea încărcăturii proaspete la sfârşitul admisiei are valori mai mici decât presiunea atmosferică; de aceea se impune, pentru a introduce mai mult amestec în cilindru, întârzierea închiderii supapei de admisie αisa (marcată de perioada p.m.i.-isa).(fig.1.17, fig.1.20) Pentru realizarea acestui deziderat se folosesc şi alte metode constructive (acordarea colectoarelor de admisie cu regimurile funcţionale sau aşa numita supraalimentare sonică (acustică), sau supraalimentarea mecanică, electrică, etc.) Unghiul total al manivelei motoare corespunzător procesului de umplere la MAI4T este mai mare de 180 grade rotaţii arbore cotit (RAC).( αa=220-250ºRAC) PROCESUL DE COMPRIMARE se realizează în timpul doi şi începe din momentul închiderii supapei de admisie, şi se consideră terminat, convenţional, până în momentul comenzii scânteii la MAS "s" sau începutul injecţiei "i" la MAC. Procesul de comprimare este caracterizat de gradul de comprimare volumetric , reprezentat de raportul volumului total al cilindrului şi volumului camerei de ardere. Exponentul de comprimare este variabil datorită schimbului de căldura ce se desfăşoară în permanenţă între încărcătura proaspătă şi fluidul de răcire al cilindrilor de lucru. Acest proces asigură condiţiile realizării procesului de ardere al amestecului carburant. Unghiul manivelei motoare (reprezentat în diagrama polara αc este mai mic decât 180 grade RAC. (120-160ºRAC). De reţinut este şi faptul ca procesul de comprimare a amestecului continuă până în p.m.s. dar se considera, convenţional, că pe această perioadă procesele de dezvoltare a arderii sunt mai importante şi ca atare , comprimarea se studiază în strânsa legătură cu dezvoltarea fazelor următorului proces, procesul de ardere. PROCESUL DE ARDERE debutează odată cu comanda scânteii la MAS şi odată cu injecţia la MAC, considerând, convenţional că procesele fizico-chimice suferite de amestecul aer-combustibil până în momentul aprinderii, fac parte din procesul de ardere, şi continuă în timpul 3 (în timpul cursei pistonului de la p.m.s. la p.m.i., atâta timp cât supapele sunt închise). Procesele de iniţiere a arderii, până în momentul aprinderii, au loc în perioada de inducţie a aprinderii (la MAS), sau la autoaprindere (la MAC), fapt ce impune, constructiv, existenţa unui unghi de avans la apariţia scânteii la MAS (injecţiei la MAC). Procesul de ardere are loc cu degajare mare (aport) de căldură la volum constant (MAS), la presiune


44

constantă (MAC lente), mixt (la volum şi presiune constante - MAC rapide) (fig.1.3). Presiunea maximă obţinută în cilindru trebuie realizată la 10-20 grade RAC după p.m.s., după care arderea continuă pe perioada timpului 3 (suprapunându-se peste procesul de destindere). PROCESUL DE DESTINDERE Destinderea gazelor este considerată a fi un proces politropic cu exponent politropic variabil (datorită transferului de căldură de la gazele arse la fluidul de răcire al cilindrului, cât şi continuării procesului de ardere pe parcursul procesului de destindere. Unghiul manivelei cumulat ardere + destindere are valori în jurul a 180 de grade dar NU se suprapune peste timpul 3. -datorită avansului la scânteie sau injecţie şi avansului la deschiderea supapei de evacuare. PROCESUL DE EVACUARE Acest ultim proces din ciclul funcţional al MAI4T debutează înainte de atingerea p.m.i. de către piston, odată cu deschiderea supapei de evacuare (cu avans, deci faţă de p.m.i., αdse). Pe parcursul acestei prime faze a evacuării are loc evacuarea liberă, sub diferenţa de presiune din cilindru şi colectorul de evacuare. A două fază a evacuării, ce se suprapune peste timpul 4, şi corespunde deplasării pistonului de la p.m.i. la p.m.s. reprezintă procesul de evacuare forţată a gazelor arse. Ultima fază ce corespunde unghiului de întârziere la închidere a supapei de evacuare SE, αise permite o postevacuare a gazelor arse prin ejecţie, ceea ce duce la creşterea randamentului procesului de evacuare. De remarcat că la MAI4T există o PERIOADA DE SUPRAPUNERE A DESCHIDERII SUPAPELOR DE ADMISIE şi EVACUARE SA şi SE (αdsa-ise =10-20ºRAC), perioadă în care are loc atât evacuarea inerţială a gazelor arse cât şi începutul admisiei încărcăturii proaspete. Deci ambele supape sunt deschise în această perioadă. Diagrama indicată "p-V" a motorului în 4 timpi nesupraalimentat (MAI4TNS) prezentată în fig.1.20,a se ridica pe standul de încercări al motorului, în timpul funcţionării, cu ajutorul indicatoarelor mecanice sau electronice, şi închide aria principală a ciclului, care este de semn pozitiv, ceea ce arată că produce lucru mecanic în exterior, şi o arie mai mică, negativă, corespunzătoare diagramei de pompaj, (ce caracterizează transformările corespunzătoare proceselor de schimbare a gazelor), arie care indică consumul de lucru mecanic din exterior, (deci o pierdere de lucru mecanic). Se poate observa uşor că pentru a obţine lucru mecanic maxim este necesar să minimizam pierderile de lucru mecanic de pompaj (printr-o proiectare optimă a instalaţiilor de admisie şi evacuare). Diagrama indicată închisă "p-V" (variaţia presiunii din camera de ardere - funcţie de volumul acesteia) (fig.1.20,a) este utilizată la determinarea parametrilor indicaţi ai motorului şi în calculele dinamice şi de rezistenţă al acestuia. Diagrama indicată desfăşurată p-"α"(variaţia presiunii din camera de ardere funcţie de unghiul de rotaţie "α" al arborelui cotit) (fig.1.17) se utilizează la studiul termodinamic al proceselor din motor şi în special al proceselor de ardere, pentru calcule dinamice şi de rezistenţă a MAI.


45

Diagrama polară a distribuţiei (fig.1.20,b) arată (intr-o altă manieră) dispunerea unghiurilor în grade rotaţii arbore cotit (RAC) corespunzătoare proceselor ce se desfăşoară în motor. Cu ajutorul acesteia se poate analiza faptul că la schimbarea sensului de rotaţie al motorului (pentru motoarele reversibile navale) este necesară schimbarea distribuţiei, în sensul rabaterii diagramei polare a distribuţiei cu 180 grade RAC în jurul unei axe p.m.s.-p.m.i.. Distribuţia optimă a gazelor în MAI se stabileşte în urma rezultatelor calculului teoretic, completate cu verificările şi optimizările obţinute pe standul de probe. Motoarele reversibile (care au posibilitatea schimbării sensului de rotaţie al arborelui cotit) au o instalaţie specială de inversare a sensului de rotaţie, care modifică distribuţia motorului pentru ambele sensuri de rotaţie ale arborelui cotit. Aceste motoare sunt specifice utilizării ca motoare principale ale instalaţiei de propulsie a navelor. Din cele expuse anterior rezultă că procesele de funcţionare ale ciclului motor sunt în numar de 5 : admisiunea sau umplerea, comprimarea, arderea, destinderea şi evacuarea şi nu se suprapun decât parţial cu timpii de funcţionare, în plus procesul de ardere nu are timp propriu, fiind cuprins între timpii 2 şi 3. Procesele de admisiune şi evacuare au durate mai mari decât timpii de admisiune respectiv evacuare, iar procesele de comprimare şi destindere au durate mai scurte decât timpii lor, din cauza suprapunerii cu procesul de ardere şi cu celelalte procese (de schimbare a gazelor)

Precizări privind funcţionarea MAI4TS Motorul cu ardere internă, în patru timpi supraalimentat MAI4TS este caracterizat prin introducerea încărcăturii proaspete în cilindrii de lucru la o presiune mai mare decât cea atmosferică, pk>po prin precomprimarea acesteia înainte de intrarea în motor, de către un agregat de supraalimentare. Scopul comprimării amestecului admis este creşterea densităţii încărcăturii proaspete, în vederea măririi puterii motorului, fără a modifica dimensiunile principale (cursa pistonului, alezajul cilindrilor, numărul de cilindri, turaţia motorului, etc.) Evident creşterea puterii motorului se realizează prin creşterea cantităţii de combustibil ce se arde în motor. Aportul de fluid de lucru se face deci pe baza creşterii presiunii şi scăderea temperaturii (la o valoare optimă) a fluidului introdus în motor. Pentru ridicarea presiunii este nevoie de un agregat de supraalimentare (compresor), iar pentru scăderea temperaturii încărcăturii proaspete se utilizează răcitoare intermediare (intercooling). Funcţie de modul de antrenare al compresorului agregatului de supraalimentare există patru tipuri de motoare supraalimentate: a. MAI cu supraalimentare mecanică (cu antrenare mecanică) la care compresorul este acţionat de arborele cotit (sau de un motor auxiliar electric) printr-o transmisie mecanică (roţi dinţate, etc). (fig.1.21,a) b. MAI cu turbosupraalimentare (la care compresorul de supraalimentare (compresoare centrifuge - suflante), sunt acţionate de turbine cu gaze, care prelucrează energia gazelor arse evacuate din cilindri şi care nu au legătura mecanică cu părţile mobile ale motoarelor. (fig.1.21,b)


46

Fig 1.21,a,b Tipuri de supraalimentare


47

Fig. 1.21,c Diagrama de funcţionare a unui M.A.I.4TS


48

c. MAI cu supraalimentare mixtă sau combinată (care folosesc simultan sau succesiv ambele tipuri de supraalimentare) Supraalimentarea MAI se mai poate realiza şi fără agregate specializate de tip compresor în aceste cazuri utilizându-se judicios mişcarea gazelor în galeria de admisiune sau pistonul motorului (partea inferioară a pistonului) în cursa descendentă p.m.s.-p.m.i. ce funcţionează ca un compresor (specifice MAI2T). MAI cu supraalimentare acustică sau sonică funcţionează cu o uşoară supraalimentare (presiuni mici de supraalimentare) fără agregat de supraalimentare. Această variantă este specifică MAI4T rapide şi realizează supraalimentarea datorită utilizării judicioase a energiei coloanei de fluid motor proaspăt din galeria de admisiune şi a undelor de presiune ce apar ca urmare a regimurilor nestaţionare ce caracterizează procesele de schimbare a gazelor. In cazul supraalimentării mecanice (fig.1.21,a) arborele cotit 1 antrenează printr-un angrenaj de roţi dinţate (de tip multiplicator de turaţie) 2 compresorul mecanic 3. Încărcătură proaspătă aspirată din galeria de admisiune este comprimată (presiunea creşte până la valoarea pk>po) în compresorul 3 şi gazul trece prin răcitorul de aer 4 înainte de intrarea prin supapa de admisiune SA în cilindrii motorului. Procedeul s-a folosit pe scară largă, în trecut, în aviaţie, dar în prezent din cauza consumului de putere al suflantei se utilizează doar în cazuri speciale când turbosupraalimentarea nu poate fi folosită (cazul vehiculelor amfibii în perioada submersiunii). În prezent este generalizată turbosupraalimentarea (fig.1.21,b) fiindcă pentru antrenarea turbinei se utilizează energia gazelor evacuate din motor. Astfel gazele evacuate din motor prin supapa de evacuare SE, galeria de evacuare GE, sunt dirijate spre turbina cu gaze T care are acelaşi arbore cu suflanta S de la care încărcătura proaspătă comprimata ajunge prin colectorul de admisiune la supapa de admisiune SA şi apoi în cilindrii motorului. Prin turbosupraalimentare se realizează creşteri spectaculoase ale puterii motorului, procedeul fiind mult utilizat la MAC. Tendinţa actuală este de a utiliza supraalimentarea şi la MAS cu toate dificultăţile de implementare datorate apariţiei arderii detonante la creşterea presiunii şi temperaturii fluidului admis. Studiul diagramelor: indicată (presiune-volum), cronobarogramei (presiune - unghi rotaţie in°RAC) şi diagramei fazelor de distribuţie reliefează următoarele particularităţi: -presiunile de admisie pk sunt mai mari decât presiunea atmosferică. -perioada de suprapunere a deschiderii supapelor SA,SE este mai mare decât la MAI4TNS.(90-150ºRAC) -unghiul de avans la deschiderea SE este mai mare decât la MAI4TNS pentru a se mari energia gazelor arse evacuate ce urmează a fi prelucrată în turbină T. Alte elemente distinctive ale MAITS ar mai fi: -prezenţa agregatului de supraalimentare şi (opţional) a răcitorului intermediar. -construcţia mai robustă şi dimensionarea mai largă a pieselor în cazul MAITS avându-se în vedere solicitările mai mari (şi presiunile maxime 100-150 bar)


49

-procesele de supraalimentare sunt însoţite de cedare de lucru mecanic (lucrul mecanic de pompaj devine pozitiv)(diagrama p-V fig.1.21) lucru mecanic provenit de fapt, de la agregatul de supraalimentare. Ca şi la MAI-NS distribuţia optimă la MAI-S se stabileşte la bancul de probe, iar pentru schimbarea sensului de rotaţie (la MAI navale având ca propulsoare elice cu pas fix) instalaţia de inversare realizează distribuţia fluidului motor pentru ambele sensuri de rotaţie(prin rabaterea diagramei polare a distribuţiei cu 180 de grade în jurul axei p.m.s. - p.m.i.).

1.3.3. Principiul de funcţionare al motorului în doi timpi MAI2T Analiza termodinamică a ciclurilor motoarelor cu ardere internă arată că, pentru a menţine la un nivel ridicat performanţele de economicitate şi putere, doi din cei patru timpi ai unui motor sunt indispensabili: comprimarea prealabilă a încărcăturii proaspete, care asigură o valoare ridicată a randamentului termic şi destinderea gazelor de ardere, care permite obţinerea unui lucru mecanic util. Pentru a obţine o putere sporită pe unitatea de cilindree, reducerea numărului de timpi se poate realiza numai prin eliminarea curselor de admisiune normală şi evacuare forţată. În acest scop, neexistând curse speciale pentru realizarea proceselor de evacuare şi umplere, la motorul în doi timpi trebuie prevăzut un agregat special de supraalimentare pentru comprimarea încărcăturii proaspete, la o presiune pb > p0 numita presiune de baleiaj; se asigura astfel umplerea forţată a cilindrului cu fluid motor. Pentru evacuarea gazelor de ardere şi umplerea cilindrului cu gaze proaspete, se afectează fracţiuni din cursele de destindere şi comprimare (120-140ºRAC) în zona p.m.i.. Procesele de schimbare a gazelor constau din procesul de evacuare însoţit în mare parte de procesul de umplere, ceea ce conduce la realizarea spălării cilindrilor de lucru de gazele arse de la ciclul motor anterior de către gazele proaspete (procesul de baleiaj). Durata ciclului motorului în doi timpi corespunde la două curse ale pistonului sau o rotaţie a arborelui cotit. Sistemul de distribuţie a gazelor al motorului în doi timpi MAI2T prezintă o varietate mare de soluţii constructive: -prin ferestre (numite şi orificii, lumini, fante) de evacuare FE şi ferestre (orificii, lumini, fante) de umplere (varianta de MAI2T cu baleiaj - spălarea cilindrului de gaze arse cu ajutorul gazelor proaspete - de contur sau în buclă) -prin supape de evacuare SE şi ferestre de umplere baleiaj FB (varianta de MAI2T cu baleiaj înechicurent). In cazul MAI2T cu pistoane opuse (fig.1.7) distribuţia se realizează prin ferestre de evacuare şi baleiaj, realizându-se schema de baleiaj înechicurent. MAI2T cu pb < 1.2 [bari] sunt considerate convenţional nesupraalimentate (MAI2TNS) deşi trebuie subliniat că motorul în doi timpi nu poate funcţiona decât dacă presiunea de intrare a amestecului proaspăt pb=pk este mai mare decât presiunea atmosferică; deci procesul de baleiaj poate avea loc numai dacă presiunea din cilindru este cel mult egală cu presiunea fluidului proaspăt pk. Baleiajul la aceste tipuri de motoare MAI2TNS este asigurat de către piston şi carterul etanş al motorului. În locul suflantei necesare introducerii forţate a


50

încărcăturii proaspete este utilizat chiar carterul motorului iar pistonul are dublu rol: de a etanşa camera de ardere cu faţa dinspre chiulasă şi de piston al suflantei cu faţa dinspre carter. Acest tip de baleiaj prin carter este utilizat la MAS2TNS la motoarele autoturismelor mici (Trabant, Wartburg) sau motociclete. De asemenea este utilizat la MAC2TNS unde pompele de baleiaj cu piston pot fi acţionate de la capul de cruce (in cazul MAC cu cap de cruce) şi la care carterul este uscat şi etanş. In cazul MAI2TS cu pk > 1,2 [bari] apare agregatul de supraalimentare; ca şi la MAI4TS există şi pentru MAI2TS supraalimentare mecanică, cu turbocompresor sau combinată. Schema de principiu a unui motor monocilindric cu ardere internă în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindri din colectorul de baleiaj, prin carter este prezentată în figura 1.22. Timpul întâi convenţional se consideră TIMPUL DE COMPRIMARE. Pistonul se deplasează de la p.m.i. la p.m.s. Sunt deschise atât luminile de evacuare cât şi luminile de baleiaj; gazele de ardere sunt evacuate din cilindru prin luminile de evacuare. În timpul PROCESULUI DE EVACUARE, presiunea în galeria de evacuare este teoretic constantă şi mai mică decât presiunea gazelor proaspete (pb). Diferenţa de presiune face posibilă umplerea forţată a cilindrului. Această evacuare forţată a gazelor arse cu ajutorul încărcăturii proaspete constituie PROCESUL DE BALEIAJ (se înlocuieşte evacuarea forţată a gazelor de către piston de la MAI4T). În continuare odată cu urcarea pistonului spre p.m.s. acesta închide luminile de baleiaj (ilb) şi în intervalul ilb-ile (închiderea luminilor de baleiaj şi a celor de evacuare) rămân deschise doar luminile de evacuare; continuă să fie evacuate gazele arse dar împreună cu ele este evacuată o importantă cantitate de gaze proaspete (ceea ce constituie un serios impediment în obţinerea unor performanţe notabile de putere şi mai ales a unora de consum şi poluare). Aşa cum se poate constata deschiderea şi închiderea luminilor de distribuţie sunt controlate de piston, care, îndeplineşte şi funcţia suplimentară de sertar de distribuţie (fiind supus unor condiţii mult mai grele decât la MAI4T).


51

Fig.1.22,a,b Funcţionarea M.A.I.2TNS

Fig. 1.22,c,d Funcţionarea M.A.I.2TS


52

Fig 1.23 Diagramele de funcţionare la M.A.I.2T


53

Trebuie de asemenea remarcat că în condiţii teoretice este exclusă amestecarea gazelor de ardere cu fluidul proaspăt, astfel încât se presupune că acestea acţionează ca un piston. În realitate, amestecarea nu poate fi evitată, din cauza difuziei moleculare şi turbulenţei. După închiderea luminilor de evacuare (ile) între ile şi p.m.s. se desfăşoară procesul de comprimare propriu-zis. În"s" pentru MAS sau "i" pentru MAC se comandă scânteia respectiv injecţia (fig.1.23). Din punctul "d" se declanşează procesul de ardere. Se observa ca deşi timpul poartă numele de COMPRIMARE, PROCESUL DE COMPRIMARE este mai scurt: în aceeaşi cursă se desfăşoară o parte din PROCESUL DE SCHIMBARE A GAZELOR, PROCESUL DE COMPRIMARE şi o parte DIN PROCESUL DE ARDERE. Timpul 2. poartă denumirea convenţional de DESTINDERE. Pistonul se deplasează de la p.m.s. la p.m.i. şi volumul cilindrului creşte. În acest timp se desfăşoară următoarele procese: c-y-t, (fig.1.23) continuă PROCESUL DE ARDERE declanşat anterior, cu toate fazele ce le vom urmări în detaliu la capitolul de studiu a arderii. Din punctul "t" are loc PROCESUL DE DESTINDERE cu generare de lucru mecanic în urma transformării căldurii dezvoltate prin ardere (timpul motor al ciclului). Spre sfârşitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare "le" (în fig.1.22), are loc începutul PROCESULUI DE EVACUARE ("scăparea gazelor") spre colectorul de evacuare şi o mare parte din gazele arse părăsesc incinta cilindrului. Are loc în continuare deschiderea ferestrei de baleiaj "dfb" de către piston (în cursa să către p.m.i.) iar gazele proaspete ce pătrund în cilindru la presiunea de baleiaj (obţinută prin comprimarea în carter a amestecului proaspăt de către partea inferioară a pistonului) disloca restul de gaze arse din cilindru împingându-le spre fereastra de evacuare le. Ciclul se reia printr-o noua comprimare a încărcăturii proaspete din cilindru, timp în care partea inferioara a pistonului deschide orificiul prin care se aspiră gaze proaspete în carter. Referitor la varianta funcţională prezentată în figura 1.22,a se poate preciza că de regulă comanda de către piston a închiderii respectiv deschiderii orificiului de admisie a încărcăturii proaspete în carter (poz.6) se realizează cu precădere la motoare de putere relativ mică (de tipul MAS2TNS - motoare de turism, motoare de barcă, etc.) În varianta MAC2TNS (fig.1.22.b) există pentru admisia aerului în carter o clapetă unisens (6) a cărei deschidere este comandată de depresiunea creată de piston în cursa sa de la ifb la p.m.s.. Schema de principiu a unui motor supraalimentat în doi timpi (MAC2TNS) cu ferestre de baleiaj şi supape (de evacuare) este prezentata în figura 1.22,c. Varianta din figura 1.22,d prezintă acelaşi tip de motor (de regulă MAC2TS)pentru o distribuţie a gazului prin ferestre (de baleiaj şi evacuare). Funcţionarea acestora MAC2TS este identică cu cazul analizat în detaliu, deosebirile esenţiale constând din valoarea presiunii de admisie (mai mare decât în cazul prezentat) şi modul de distribuţie prin organele aferente schimbului de gaze (variante analizate în detaliu la capitolul consacrat schimbului de gaze şi distribuţiei fluidului motor).


54

Figura 1.24 Soluţia transformării unui M.A.I.4T în M.A.I.2T (Toyota)


55

Datorită faptului ca la motoarele în doi timpi ciclul de lucru se produce la o rotaţie a arborelui cotit, s-ar fi putut presupune că puterea motorului în doi timpi este de două ori mai mare decât puterea motorului în patru timpi. În realitate puterea motorului în doi timpi nu creşte spectaculos această explicându-se prin faptul ca o parte din cilindrul motorului în doi timpi este ocupată de ferestrele de baleiaj (şi evacuare) ceea ce micşorează cursa utilă a pistonului şi că, o parte din puterea motorului (în varianta MAI2TNS), se consumă pentru acţionarea pompei de baleiaj. Realizarea procesului în doi timpi este legată de înlăturarea unor serioase dificultăţi, cum ar fi asigurarea spălării şi umplerii cilindrului la turaţii mari, temperatura ridicată la care decurge procesul în doi timpi. Temperatura ridicată duce la o încărcare termică mare a pistonului (care în multe cazuri este răcit cu ulei sau cu apă), la pierderea elasticităţii şi arderea segmenţilor, la uzarea rapidă a supapelor (pentru varianta de distribuţie la MAI2T cu supape de evacuare). Firma Toyota are în studiu experimental o variantă de motor în doi timpi care să conserve toate particularităţile constructive ale unui motor în patru timpi. Utilizând injecţia de benzină direct în cilindru, supraalimentarea şi un baleiaj eficient s-a reuşit punerea la punct a acestei soluţii de avangardă prezentată în figura 1.24. 1.4. DISPUNEREA MOTORULUI TERMIC ŞI A TRANSMISIEI DE PUTERE

IN ANSAMBLUL INSTALATIEI DE PROPULSIE A UTILAJELOR DE TRANSPORT DIN ZONA PORTUARĂ

Compunerea şi dispunerea agregatelor ce constituie echipamentul de tracţiune (grupul motor-transmisie) constituie o problema fundamentală de concepţie constructivă. Acest aspect este specific tipului de utilaj portuar şi, pentru o mai uşoară identificare a sa vom prezenta în continuare, succint, câteva din soluţiile adoptate pentru dispunerea agregatului de forţa (de tip motor cu ardere internă) pe utilajele întâlnite frecvent în arealul portuar. Alături de motorul termic vom întâlni şi noţiunea de transmisie de putere sau pe scurt transmisie ce are rolul de a conduce fluxul de putere de la motor la propulsor: roţile motoare (în cazul utilajelor de transportat terestre -automobile, tractoare, locomotive de manevră-), elice imersată în apă sau sisteme reactive (în cazul utilajelor de transportat navale, sau macaralelor plutitoare) sau sisteme ce asigură sustentaţia - elice sau sisteme reactive (în cazul elicopterelor portuare sau avioanelor de transport utilitar).

1.4.1.Soluţii privind organizarea de ansamblu a utilajelor de transportat rutiere portuare

Diversele soluţii constructive în organizarea de ansamblu a utilajelor de transportat rutiere portuare se obţin în funcţie de: modul de dispunere al motorului pe cadru, poziţia punţii motoare, tipul caroseriei, modul de dispunere al încărcăturii, destinaţie etc.


56

Soluţii în organizarea de ansamblu a autoturismelor Deoarece în zona portuară specialistul în motoare se va confrunta şi cu exploatarea autoturismelor (fie ele de protocol sau de mică aprovizionare) se amintesc în continuare câteva soluţii distincte ce caracterizează acest grup de automobile. Astfel grupul motor transmisie poate fi cuprins într-un bloc unic (soluţia monobloc) sau poate fi descompus în două sau mai multe grupuri. În cazul sistemului monobloc agregatele de tracţiune sunt dispuse în dreptul punţii motoare, din faţa sau din spatele autoturismului. După dispunerea motorului pe cadru şi după poziţia punţii motoare autoturismele pot fi : -cu motorul dispus în faţa şi cu roţile motoare în spate, aşa numita soluţie "clasică". -cu motorul dispus în faţă şi cu roţile motoare în faţă, soluţia "totul în faţă". -cu motorul dispus în spate şi cu roţile motoare în spate, soluţia "totul în spate". Aşezarea grupului motor-transmisie poate fi aleasă în sens longitudinal cu motorul în spatele roţilor din faţă (fig.1.25,a), între roţi (fig.1.26,b) sau înaintea lor (fig.1.25,c). Ca variantă deosebită a formulei "totul în faţă" sunt autoturismele la care grupul motor transmisie este dispus transversal(fig.1.25,d). Dispunerea longitudinală a motorului pe consola din faţă asigura simplitate constructivă maximă şi un acces foarte bun pentru intervenţii. La varianta din fig.1.26,c se obţin avantaje pentru stabilitate pe traiectorie în schimb accesul la motor este mai dificil. Dispunerea longitudinală a motorului, suprapus transmisiei (fig.1.26,d) asigură o bună repartiţie a maselor şi un acces favorabil pentru întreţinere rezultând în schimb o capota înaltă. Amplasarea motorului alăturat schimbătorului de viteze (fig.1.26,e) prezintă avantaje în privinţa accesului, amplasării comenzilor, reducerii înălţimii capotei, repartizării greutăţii, în schimb necesită o transmisie mai complexă.

Fig.1.25 Aşezarea grupului propulsor în tracţiunea rutieră


57

Soluţia totul în faţă se întâlneşte la autoturismele mici şi mijlocii. Pentru soluţia "totul în spate" se pot întâlni două variante: cu agregatul motor-transmisie montat longitudinal în consolă, în spatele punţii (soluţia cea mai răspândita) sau cu el dispus transversal. Cea mai simplă soluţie, atât în privinţa organizării spaţiului pentru pasageri cât şi pentru echipamentul mecanic, se obţine prin amplasarea longitudinală a motorului pe consola din spate.(fig.1.26,f). Amplasarea transversală a motorului

Fig.1.26 Variante de dispunere a propulsorului la autoturisme


58

(fig.1.26,g) ameliorează repartiţia greutăţii. Dispunerea centrală longitudinală a motorului (fig.1.26,h) se utilizează la toatele automobilele de competiţie, asigurând cea mai bună repartiţie a greutăţii. În cazul unor motoare cu număr mare de cilindri, la plasarea centrală a motorului, pentru a nu se reduce mult din spaţiul pasagerilor, acesta se dispune transversal. (fig.1.26,i). Un avantaj comun al formulelor "totul în faţă" şi "totul în spate" rezulta din concentrarea la un loc, într-un bloc compact, a întregului grup motor-transmisie, ceea ce conduce în primul rând la ieftinirea fabricaţiei şi a cheltuielilor de reparaţii. La soluţia "clasică" în mod obişnuit motorul şi schimbătorul de viteze sunt dispuse la partea din faţă iar transmisia principală la puntea din spate (fig.1.26,j). Sunt unele turisme la care schimbătorul de viteze şi transmisia principală sunt grupate în cadrul punţii spate (fig.1.26,k). La variantele 4X4 (soluţie cu toate roţile motoare) schimbătorul de viteze şi reductorul-distribuitor sunt plasate în centrul automobilului(fig.1.26,l).

Soluţii în organizarea de ansamblu a autobuzelor

După forma caroseriei se deosebesc două tipuri de autobuze şi anume: autobuze cu capotă şi autobuze tip vagon. Autobuzele moderne nu mai au motorul separat, la partea din faţa (autobuze cu capotă) ci montat în caroserie (denumite autobuze tip vagon). După locul de dispunere al motorului autobuzele pot fi construite astfel: Cu motorul dispus în faţă (fig.1.27,a); cu motorul dispus sub podea, central, la mijlocul autobuzului (fig.1.27,b); cu motorul dispus în spate (fig.1.27,c şi d). Motoarele dispuse la mijloc, sub podea, sunt de construcţie specială, având cilindri orizontali. Dispunerea motorului în spate poate fi realizată prin montaj longitudinal sau transversal. La variantele moderne motorul se găseşte dispus în spate sub podea.

Fig.1.27 Poziţionarea propulsorului la autobuze


59

Soluţii în organizarea de ansamblu a autocamioanelor Soluţiile de organizare ale autocamioanelor diferă între ele în funcţie de modul de dispunere al motorului în raport cu puntea din faţă şi a cabinei faţă de motor. În figura 1.28 sunt reprezentate schematic trei forme constructive de autocamioane, care diferă între ele prin modul de dispunere al motorului în raport cu puntea din faţă. Autocamioanele pot avea motorul dispus în spatele punţii din faţă, iar cabina în spatele motorului (fig.1.28,a). În acest caz, centrul de greutate al încărcăturii este mult deplasat spre puntea din spate pe care o supraîncarcă. Pentru a îmbunătăţi repartiţia încărcării pe punţi, motorul a fost deplasat în faţă fiind dispus deasupra punţii din faţă, iar cabina rămânând tot în spatele motorului (fig.1.28,b). Autocamioanele moderne au motorul dispus deasupra punţii din faţă, iar cabina deasupra motorului (fig.1.28,c). La unele construcţii motorul este împins foarte mult în spate iar cabina în faţă (fig.1.28,d), sau motorul este dispus între punţi sub şasiu, cilindrii în acest ultim caz fiind dispuşi pe orizontală. Din analiza făcuta mai sus se poate concluziona că locul de plasare al motorului poate determina lungimea autocamionului, repartiţia sarcinilor pe punţi şi chiar destinaţia motorului. Soluţii în organizarea de ansamblu a autoutilitarelor In figura 1.29 se reprezintă cele patru soluţii de organizare de ansamblu ale autoutilitarelor, grupate astfel: soluţia cu post de conducere avansat şi "sistem de propulsie clasic" (fig.1.29,a); soluţia cu post de conducere avansat şi sistem de propulsie "totul în faţă" (fig.1.29,b); soluţia cu post de conducere avansat şi sistem de propulsie "totul în spate" (fig.1.29,c); soluţia cu post de conducere semiavansat şi sistem de propulsie "clasic" (fig.1.29,d). Motoarele ce echipează automobilele sunt atât Diesel cât şi Otto, rapide, cu un larg diapazon de puteri (20 - 450 CP) şi variante constructive diverse.

Fig.1.28 Poziţionarea propulsorului la autocamioane

Fig.1.29 Variante de dispunere a motorului la

autoutilitare


60

Fig. 1.30 Tipuri de tractoare industriale , şasiuri autopropulsate , autostivuitoare şi tractoare universale pe roţi sau pe şenile specifice arealului portuar


61

Soluţii în organizarea de ansamblu a tractoarelor

În literatura de specialitate sunt folosite mai multe criterii de clasificare a tractoarelor, dintre care cele mai utilizate sunt : destinaţia, tipul motorului, tipul sistemului de rulare, tipul transmisiei, numărul roţilor motoare, tipul mecanismului de direcţie. Analizăm din multitudinea de clasificări (fig.1.30) doar tipurile de tractoare industriale, (fig.1.30,c,j,f) şasiurile autopropulsate (fig.1.30,a,b,i), autostivuitoarelele şi tractoarele universale pe roţi sau pe şenile, specifice arealului portuar. Tractoarele cu două punţi deţin ponderea covârşitoare a tractoarelor pe roţi. După numărul roţilor motoare ele pot fi cu două roţi motoare (4X2) şi cu patru roţi motoare (4x4) ambele tipuri utilizându-se în două variante: cu roţi inegale la cele două punţi, sau cu roţi egale. De menţionat tipurile de transtainere ce au motorul dispus pe cadrul superior (fig.1.30,j). Motorul este dispus de obicei între punţi în cazul tractoarelor industriale, avansat spre spate în cazul autostivuitoarelor (fig.1.30,d) (uneori dispus pe partea opusa încărcării la stivuitoarele cu acces lateral al sarcinii fig.1.30,g). Unele şasiuri autopropulsate au motorul dispus avansat pentru a mări spaţiul oferit pentru transport (fig.1.30,d). Motoarele sunt de tip MAC (în general).

Soluţii în organizarea de

ansamblu a locomotivelor feroviare de manevră în zona

portuară

Locomotivele diesel hidraulice din exploatarea portuară sunt destinate atât prestării serviciului de manevră (uşoară şi grea) cât şi pentru remorcarea trenurilor de marfă.

Fig.1.31 Gama de puteri la locomotivele LDH


62

Parcul de locomotive diesel hidraulice (LDH) cuprinde serii distincte ce se deosebesc între ele prin puterea agregatului termic, (fig.1.31) ecartament, formula osiilor, etc. În figura 1.32 sunt arătate dimensiunile de gabarit şi aşezarea subansamblurilor în locomotiva. Pentru toate locomotivele diesel hidraulice schema de principiu funcţională este următoarea: de la motorul diesel 1 mişcarea este transmisa prin intermediul axului de legătura 2 la turbotransmisia hidraulica 3. La comanda personalului de locomotivă, mişcarea este transmisa de axul de ieşire din turbotransmisia reductorului inversor 4 care, la rândul sau o transmite prin arborii cardanici 5 la atacurile duble de osie 7, iar prin intermediul arborilor cardanici 6 mişcarea se transmite în continuare la atacurile simple de osie 8. Motoarele utilizate pe locomotivele hidraulice LDH sunt motoare Diesel rapide cu cameră unitară, cu puteri cuprinse între 250 - 1250 CP (până la 2100 CP pentru locomotivele diesel electrice) .

Fig.1.32 Organizarea de ansamblu a componentelor locomotivelor LDH


63

1.4.2.Soluţii privind organizarea de ansamblu a utilajelor de transportat navale portuare

Soluţii în organizarea de ansamblu a compartimentului maşini al navelor de

transport întâlnite în zona portuară Instalaţiile de propulsie navală se împart după mai multe criterii (tip combustibil, tip fluid de lucru, tipul ciclului de lucru, tipul motorului termic principal, tipul transmisiei de putere, etc). Din punctul de vedere al prezentării schematice a locului motorului termic în instalaţia energetică a navei vom analiza doar criteriile ce au în vedere tipurile motoarelor termice, tipul transmisiei de putere eventual numărul liniilor de arbori. De remarcat în primul rând că pe navă motorul termic poate fi găsit în două ipostaze: ca Diesel -generator (realizând curentul electric necesar activităţilor independente de pe navă, - dispus fie în camera maşini pupa sau înalte compartimente ale navei ) sau ca motor principal (realizând prin intermediul transmisiei de putere şi a propulsoarelor, deplasarea navei - dispus de regula în compartimentul maşini aflat la pupa navei). Transmisiile de putere pot fi directe (caz încare dacă motorul este reversibil elicea este cu pas fix), sau indirecte (caz încare fluxul de putere este transmis prin intermediul reductoarelor de turaţie cu roţi dinţate, cu transmisii electrice, hidraulice, pneumatice sau combinate; elicea poate fi cu pas fix dacă motorul este reversibil sau dacă există un inversor în schema cinematică a transmisiei fluxului de putere, sau cu pale mobile dacă există în componenţa instalaţiei de propulsie un servomecanism de reglare a pasului acesteia (elicei).

Fig.133 Soluţii de dispunere a motorului în propulsia navală


64

În prezent, se utilizează frecvent, instalaţii de propulsie cu una sau două linii de arbori, cu motoare Diesel (semirapide în patru timpi, sau lente în doi timpi), cu transmisii directe de putere directe sau indirecte. În schema instalaţiei de propulsie cu motor diesel cu transmisie directă din figura 1.33 fluxul de putere generat de motorul diesel principal 1 lent (ce poate ajunge la puteri pe agregat de până la 100.000 KW) parcurge elementele: 6 cuplaj hidraulic, electromagnetic etc. opţional) 2-lagăr de împingere (ce limitează şocurile axiale spre şi dinspre elice), 3- arbori intermediari, 4- arbore port elice, 5-elice cu pas fix sau reglabil (caz încare este necesară existenţa unui mecanism de schimbare pas elice 7) în schemele din figura 1.34 se utilizează motoare Diesel semirapide sau rapide 1 care pe lângă cuplajul 6 (ce permite încălzirea motorului decuplat de linia de arbori) mai posedă în mod obligatoriu reductorul de turaţie 7 (turaţiile propulsorului de tip elice merg până la max. 180-200 rot/min), lagărul de împingere 2 (ce trebuie plasat întotdeauna între reductorul de turaţie şi elice, pentru ca reductorul de turaţie şi cupla elastică nu sunt capabile să transmită forţa de împingere a elicei

Fig.1.34 Propulsia navală cu motoare semirapide

Fig.1.35 Propulsia navală cu transmisia hidraulica a puterii


65

navei). Elicea poate fi cu pas fix sau reglabil. De remarcat că există construcţii ale instalaţiei de propulsie în componenţa cărora la reductorul 7 sunt cumulate fluxurile de putere de la două sau mai multe motoare termice cu piston.

Instalaţiile de propulsie Diesel electrică din figura 1.35 permit reglarea turaţiei elicei într-un domeniu larg şi asigură şi schimbarea sensului de rotaţie al elicei (cu pas fix). Motoarele termice 1 rotesc generatoarele de curent continuu sau alternativ ce produc curentul electric necesar punerii în funcţiune a motoarelor electrice (de curent continuu sau alternativ -identic cu soluţia aleasă pentru generator). La aceste tipuri de transmisii de putere motoarele primare cu ardere internă pot să nu se găsească în aceeaşi incintă cu cele de propulsie (motoarele electrice). Aceste scheme se aplică pe navele caracterizate prin schimbări frecvente ale regimurilor de lucru (remorchere de pilotaj sau salvare , spărgătoare de gheaţă, etc. Generatoarele şi motoarele în curent alternativ sunt constructiv mai simple decât cele în curent continuu, reglarea turaţiei propulsorului executându-se prin modificarea turaţiei motorului termic cu piston. Pot exista de asemenea mai multe grupuri Diesel generatoare, motoarele din componenţa acestora fiind de obicei semirapide sau rapide. Submarinele (fig.1.36) care asigură paza şi controlul bazinului portuar în adâncime au o schemă de funcţionare dublă: astfel, la navigaţia de suprafaţă, motorul Diesel 10 acţionează prin intermediul cuplajelor pneumatice 8, motorul electric 6 ce funcţionează ca generator de curent continuu şi încarcă grupul de baterii 9. Concomitent cu acţionarea generatorului fluxul de putere poate să fie dirijat şi prin lagărul de împingere 2, arborii intermediari 1 şi 3 spre arborele propulsor 4 şi elicea 5. La navigaţia sub apă, în imersiune se decuplează motorul Diesel (ce nu ar putea să funcţioneze în lipsa aerului necesar desfăşurării ciclului motor), generatorul de curent continuu 6 devine motor alimentat prin 1 de grupul de baterii 9.

Fig.1.36 Propulsia navală diesel-electrică


66

In figura 1.37 motorul principal Diesel 5 antrenează o pompa hidraulică 4, şi prin conductele de înaltă presiune 3 uleiul pune în mişcare motorul hidraulic 2 a cărui turaţie poate fi comandată de distribuitoarele 6. Arborele elicei 1 îşi poate schimba astfel rapid sensul de mişcare. Motorul poate fi MAC rapid sau semirapid, şi amplasarea sa poate fi sau nu în camera maşini de la pupa navei.

1.4.3.Soluţii privind organizarea de ansamblu a utilajelor de transportat

aeriene portuare

Soluţii în organizarea de ansamblu a elicopterelor de transport întâlnite în zona portuară

Datorită calităţilor sale specifice de a zbura pe verticală şi de a se menţine la punct fix, elicopterele constituie astăzi o prezenţă din ce în ce mai simţita în diverse laturi ale activităţii umane. Dintre aplicaţiile date acestora în bazinul portuar menţionam: transportul de pasageri şi de marfă în locuri inaccesibile (platforme marine de foraj şi/sau extracţie); descărcarea sau încărcarea de urgenţă a navelor în condiţii deosebite sau în cazuri de naufragiu; misiuni de pază, protecţie şi control a arealului portuar, misiuni de inspecţie a liniilor electrice şi canalizare; misiuni sanitare şi de salvare; transporturi de pasageri şi marfă în regim special între nave de pasageri sau marfă şi centrele oraşelor, aeroporturi sau chiar pe distanţe scurte.

Fig.1.37 Soluţie de propulsie pentru submarine


67

Cel mai utilizat elicopter în zona portuară (fig.1.38) este elicopterul cu un singur rotor şi elice anticuplu, ce asigură bune performanţe atât pentru aparate foarte uşoare (masă sub o tonă) cât şi pentru elicopterele grele (ex Mi.26 50 t) Antrenarea mecanică a rotoarelor de elicopter se face cu motoare cu piston sau cu motoare cu turbină de gaze (turbomotoare). Motorul cu piston, folosit în exclusivitate la primele elicoptere, este întâlnit şi astăzi la elicopterele aflate în fabricaţie, evident cu îmbunătăţiri majore (mai ales la elicopterele mici); turbomotoarele sunt în prezent însă cele mai utilizate, datorită în primul rând greutăţii lor specifice (greutate / putere maximă) mici. Turaţiile de regim ale motoarelor se corelează cu transmisia astfel încât, funcţie de raza rotorului, să se asigure o viteză periferică a acestuia (rotorului) de ordinul 200-220 m/s.

Fig.1.38 Soluţii de dispunere a motorului la elicoptere


68

Aşadar antrenarea mecanică (fig.1.39) utilizată în prezent pe scară largă comportă: -motor cu piston (eventual motoare dacă sunt necesare mai multe) sau turbomotor; -transmisie care constă în ambreiaj, reductor principal, arbori şi articulaţii cardanice şi reductor pentru elicea anticuplu în cazul elicopterului monomotor. Dacă antrenarea rotorului este realizată de un turbomotor din cauza demultiplicării mari (rapoarte 1/80...1/100 în timp ce la motoarele cu piston rapoartele sunt de ordinul 1/10) reductoarele sunt mult mai complicate şi mai grele decât în cazul antrenării cu motor clasic. În schimb însă greutatea turbomotorului este mai mică decât în cazul motorului clasic de avion cu piston (la aceeaşi putere).

Fig.1.39 Transmisia fluxului de putere la elicoptere


69

ÎNTREBĂRI ŞI TESTE PENTRU AUTOCONTROL 1.Precizaţi ce este motorul cu ardere internă cu piston, urmărind noţiunile de la definiţia motorului, în general. Alegeţi variantele corecte: 2.După caracterul procesului de ardere MAI se clasifică în: a. Motoare cu ardere la volum constant, la presiune constantă, la presiune şi volum constant. b. Motoare MAS, MAC şi Semidiesel. c. Motoare cu ardere ce se efectuează în patru timpi sau în doi timpi d. Motoare cu ardere în afara cilindrului motor, cu ardere mixtă, cu ardere internă. 3.MAI cu umplere forţată pot fi de tip MAS ?: a. Nu, deoarece supraalimentarea este specifică numai MAC-ului. b. Da, deoarece supraalimentarea nu caracterizează numai un anumit tip de motor (MAC,MAS). c. Supraalimentarea apare doar la motorul în doi timpi de tip MAS, funcţionarea acestuia fiind dependentă de acest factor. 4.Motoarele cu pistoane opuse sunt: a. Motoare la care cilindrii sunt dispuşi la 180 de grade. b. Motoare la care pistoanele funcţionează în cilindri opuşi, bielele acestora acţionând simultan pe acelaşi fus maneton al arborelui cotit. c. Motoare asemănătoare motorului cu cilindri în delta. d. Motoare în care în fiecare cilindru sunt câte două pistoane ce delimitează între ele camera de ardere. 5.Prin ce mecanism sau ansamblu se transformă mişcarea de translaţie a pistoanelor în mişcare de rotaţie a arborelui cotit ? a. prin mecanismul de distribuţie b. prin mecanismul bielă manivelă c. prin ansamblul bolţ-piston 6.După procedeul de aprindere a combustibilului motoarele moderne se împart în: a. motoare cu aprindere prin comprimare şi motoare Diesel b. motoare cu ardere internă şi motoare cu aprindere prin comprimare (sau rotative) c. Motoare cu aprindere prin scânteie şi motoare cu aprindere prin comprimare. 7.Ciclul funcţional al motorului în patru timpi nesupraalimentat se efectuează în: a. două rotaţii complete ale arborelui cotit b. o rotaţie a arborelui cotit c. două curse ale pistonului între punctele moarte (poziţiile pistonului în care viteza acestuia este egală cu zero. d. patru curse ale pistonului.

�

� � � � � � � ��

70

2. PROCESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR

2.1 Considera�ii generale . Rolul proceselor de schimbare a gazelor. Procesele ce se succed în motoarele cu ardere intern� reale sunt procese gazodinamice �i termodinamice complexe, înso�ite de schimburi rapide de c�ldur�, mas�, lucru mecanic cu mediul exterior �i de asemenea de fenomene fizice �i chimice ce acompaniaz� modific�rile calitative �i cantitative ale fluidului de lucru (formarea amestecului carburant dintre aer �i combustibil �i arderea în timp a acestuia). Conven�ional procesele care se desf��oar� în motoarele reale se împart în : • procese de schimbare a gazelor (evacuarea �i umplerea); • procesul de comprimare; • procesul de ardere; • procesul de destindere; Pentru realizarea ciclului real în cazul motoarelor cu ardere intern� cu piston este necesar� evacuarea gazelor arse din cilindru �i introducerea înc�rc�turii proaspete de aer sau de amestec de aer �i combustibil. Deoarece cele dou� procese, care sunt considerate distincte ca moment de desf��urare �i scop func�ional, au elemente comune cum ar fi: curgerea gazelor (se supun acelora�i legi ale dinamicii gazelor) pe de o parte �i succesiunea lor, pe de alt� parte (procesul de evacuare dintr-un ciclu dat precede procesul de admisie din ciclul urm�tor) ele se studiaz� împreun�, existând o interdependen�� i o influen�� reciproc�, permanent�. Ansamblul fenomenelor ce înso�esc procesele de evacuare �i admisie reprezint� schimbul de gaze care trebuie condus în a�a fel încât în cilindru s� se introduc� o cantitate cât mai mare de gaze proaspete în raport cu volumul avut la dispozi�ie �i s� se piard� o cantitate cât mai mic� de gaze proaspete la sp�larea cilindrului de gaze arse, fiind astfel posibil� arderea unei cantit��i suplimentare de combustibil �i deci cre�terea performan�elor motorului la gabarite �i mase cât mai mici posibile. În func�ie de mijloacele care genereaz� deplasarea coloanei de fluid motor proasp�t spre cilindrul motorului se deosebesc dou� procedee de baz� în desf��urarea procesului de admisie: • procesul de admisie normal� - sau umplere normal�, la care fluidul motor proasp�t p�trunde în cilindru datorit� volumului eliberat �i depresiunii create, în acesta de deplasarea pistonului înspre p.m.i. (situa�ie întâlnit� la motorul în patru timpi); • procesul de admisie for�at� - sau umplere for�at�, la care fluidul motor proasp�t p�trunde în cilindru datorit� efectului combinat al comprim�rii prealabile a înc�rc�turii �i a deplas�rii pistonului la o presiune superioar� celei atmosferice; în cazul în care

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

71

pentru comprimarea fluidului motor se utilizeaz� o suflant� (compresor) acest procedeu de umplere se mai nume�te �i supraalimentare. Motoarele în patru timpi pot fi atât cu admisie normal� (aerul p�trunde în sistemul de admisie în condi�iile de stare ale mediului ambiant: presiunea p0 �i temperatura T0) cât �i cu admisie for�at�, când se urm�re�te cre�terea puterii motorului (înc�rc�tura proasp�t� p�trunde în sistemul de admisie cu presiunea ps �i temperatura Ts de la ie�irea din agregatul de precomprimare). Motoarele în doi timpi pot fi numai cu admisie for�at�. 2.2 Procesele de schimbare a gazelor la motoarele cu ardere intern� cu piston

în patru timpi nesupraalimentate ( MAI4TNS ) Pentru realizarea studiului privind schimbul de gaze în cilindrul motorului se utilizeaz� mijloace de investiga�ie experimental�, care permit înregistrarea varia�iei presiunii în interiorul cilindrului �i în diferite puncte ale traseului de curgere a fluidului motor proasp�t sau a gazelor arse, în timpul procesului de evacuare �i admisie, în func�ie de varia�ia volumului cilindrului prin deplasarea pistonului (în coordonate p-V), sau în func�ie de unghiul de rota�ie al arborelui cotit (în coordonate p-α). În diagrama p-V rezult� pentru procesele de schimbare a gazelor a MAI4T "diagrama de pompaj" (fig. 2.1), numit� a�a, întrucât, în timpul acestor procese, motoarele în patru timpi func�ioneaz� asem�n�tor unei pompe cu piston. 2.2.1. Particularit��ile de schimbare a gazelor �i fazele distribu�iei la MAI4TNS

navale

Procesele de schimbare a gazelor în diagrama p-V sunt diferite pentru MAI4T cu umplere normal� (nesupraalimentate - MAI4TNS) fig. 2.2,a, fa�� de MAI4T cu umplere for�at� (MAI4TS) �i MAI2T care sunt caracterizate prin realizarea proceselor de baleiaj-evacuare cu umplere for�at�. Procesele de schimbare a gazelor sunt nesta�ionare �i înso�ite de apari�ia undelor de presiune (atât în sistemul de evacuare cât �i în cel de admisie) care conduc, mai ales la MAI rapide, la apari�ia varia�iilor de presiune în diagrama p-V (fig. 2.1,a). Aceste unde sunt generate de caracterul pulsatoriu �i periodic al mi�c�rii

pistonului, de varia�ia continu� a sec�iunilor de trecere oferite de supapele respective, de modificarea volumului cilindrului, sunt influen�ate de particularit��ile constructive ale sistemelor de admisie �i evacuare, �i de regimul de func�ionare al motorului.Înregistrarea oscila�iilor presiunii în procesul de umplere necesit� utilizarea unui captor performant; o sensibilitate redus� a acestuia atenueaz� oscila�iile de presiune (înregistrate), diagrama de pompaj ob�inut� având presiune aproximativ constant� pe întreaga curs� de evacuare, respectiv de admisie (fig.2.1,b). Prin neglijarea oscila�iilor presiunii se ob�ine diagrama de pompaj conven�ional� (schematizat�), fig. 2.1,c în care procesele de evacuare, respectiv de admisie se desf��oar� la presiune constant� (pev>p0, respectiv pa<p0). Lucrul mecanic de pompaj Lp reprezint� diferen�a dintre lucrul mecanic efectuat de piston pentru refularea gazelor de ardere în

Fig. 2.1 Diagrame de pompaj MAI4TNS

�

� � � � � � � ��

72

atmosfer�, pevVs �i lucrul mecanic efectuat de fluidul proasp�t asupra pistonului la admisiunea lui în cilindru paVs, deci: Lp=(pev- pa)Vs. (2.1) La MAI4TNS pev>pa lucrul mecanic de pompaj reprezint� o pierdere pentru ciclul motor (lucrul mecanic Lp este cedat mediului ambiant) �i deci reducerea acestuia constituie un deziderat. Pentru studiul complet al schimbului de gaze la MAI4TNS (fig. 2.2) al�turi de diagrama p - V (a) se reprezint� simultan cu varia�ia presiunii (p -α) �i legea de ridicare a supapelor h = f(α) (b), propor�ional� cu sec�iunea lor de trecere; aceast� diagram� poart� numele de timp-sec�iune sau cronosec�iune (sec�iunea de trecere a gazelor prin orificiul de admisie, respectiv evacuare, fiind propor�ional� cu în�l�imea de ridicare a supapelor). De asemenea, pentru a stabili rela�ia dintre presiunea p din cilindru �i viteza wa de curgere a înc�rc�turii proaspete prin supapa de admisiune �i viteza wp a pistonului pe durata umplerii se face studiul din figura 2.2,c. În general, varia�ia vitezei de intrare a înc�rc�turii proaspate wa conduce la o varia�ie în sens invers a presiunii din cilindru dar aceast� dependen�� este puternic influen�at� de particularit��ile constructive ale sistemului de admisie �i distribu�ie (valoarea instantanee a sec�iunii de curgere oferit� de supapa de admisie) �i de unele particularit��i func�ionale ale motorului.

Viteza de admisie a gazelor proaspete wa urm�re�te în general varia�ia vitezei pistonului, dar datorit� iner�iei gazelor din conducta de admisie �i a presiunii superioare ce o mai au înc� gazele arse din cilindru la începutul cursei de admi�i (în intervalul "p.m.s.-ul" unde wa = 0 �i 0≠pw ) exist� un decalaj ∆x' între începutul

cursei de admisie (p.m.s.) �i începutul propriu zis al umplerii cilindrului (punctul îu). De asemenea, la terminarea cursei de admisie în punctul p.m.i., cu toate c� viteza pistonului atinge valoarea zero, înc�rc�tura proasp�t� continu� s� p�trund� în cilindru (wa ≠≠≠≠ 0) datorit� iner�iei �i presiunii mai sc�zute din cilindru. Apare deci un decalaj ∆x", între sfâr�itul cursei de admisie (p.m.i.) �i sfâr�itul admisiei ca proces, odat� cu închiderea supapei de admisie (îsa). Reducerea presiunii în timpul procesului de admisiune (pa<po) se datoreaz� rezisten�ei gazodinamice �i desf��ur�rii în timp limitat a procesului de schimb de gaze.

Fig. 2.2 Analiza schimbului de gaze

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

73

Interdependen�a dintre viteza de intrare a gazelor proaspete în cilindru �i presiunea acestora, face ca în vecin�tatea pozi�iei în care wa atinge valoarea maxim�, presiunea s� înregistreze valori minime. Aceast� interdependen�� poate s� ia forme perturbate datorit� undelor de presiune �i particularit��ilor motorului, mai ales la motoarele rapide (fig. 2.1,a). Procesul de schimb de gaze la motoarele în patru timpi se poate realiza cu o eficien�� maxim� dac� se coreleaz� optim perioada în care supapele sunt deschise cu cursele pistonului care genereaz� procesele de evacuare, respectiv admisie. În general (fig. 2.2,b) la motoarele reale în patru timpi supapele de admisie �i evacuare nu se deschid �i nici nu se închid în punctele moarte ale pistonului (în majoritatea cazurilor se deschid cu avans �i întotdeauna se închid cu întârziere fa�� de punctele moarte). Momentele în care se deschid �i se închid supapele de admisie �i evacuare fa�� de punctele moarte, delimiteaz� unghiular fazele distribu�iei gazelor; aceste faze de distribu�ie se exprim� obi�nuit în unghiuri de rota�ie a arborelui cotit sau în frac�iuni din cursa pistonului (fig 2.3). În esen��, fazele distribu�iei prelungesc atât perioada de umplere a cilindrului cu amestec proasp�t (sau cu aer), cât �i perioada de cur��ire a cilindrului de gazele

arse; alegerea corect� a fazelor de distribu�ie conduce la cre�terea ariei diagramei indicate �i deci a puterii motorului. Procesul de schimb de gaze la motoarele în patru timpi (fig 2.2) începe cu evacuarea gazelor prin orificiul controlat de supapa de evacuare care se deschide cu un anumit avans fa�� de p.m.i. (punctul dse).

Procesul de evacuare la MAI 4TNS

Procesul de evacuare urmeaz� imediat dup� procesul de destindere �i sarcina sa în succesiunea desf��ur�rii ciclului motor este eliminarea gazelor rezultate în urma arderii �i destinderii �i preg�tirea incintei cilindrului pentru admisia a unei cantit��i maxime de fluid motor proasp�t (în procesul de umplere). Evacuarea gazelor arse la motoarele în patru timpi normale se realizeaz� par�ial datorit� diferen�ei de presiune dintre presiunea din cilindru �i cea din colectorul de evacuare �i par�ial sub influen�a ac�iunii de împingere a pistonului care se deplaseaz� c�tre interiorul cilindrului; corespunz�tor, deplasarea coloanei de gaze arse are, la început, caracter de curgere liber�, iar în partea final�, caracter de curgere iner�ional�. Durata procesului de evacuare (fig. 2.4) coincide cu durata

deschiderii supapei de evacuare (analiza efectuându-se în condi�iile unui regim optimizat din punct de vedere al fazelor de distribu�ie). Analizând procesul real de evacuare din momentul deschiderii pân� la închiderea supapei de evacuare se pot eviden�ia trei etape ale acestui proces.

Fig. 2.3 Fazele de distribu�ie

Fig. 2.4 Fazele procesului de

evacuare

�

� � � � � � � ��

74

A. În prima etap�, denumit� sc�pare sau evacuare liber�, gazele arse ies cu viteze mari în exterior 500-700 m/s (în regim de curgere supracritic) datorit� presiunii ridicate din cilindru, astfel evacuându-se 70-80% din gazele arse. Temperatura gazelor are valori cuprinse între 1200-1500 K. Curgerea �i destinderea gazelor evacuate din cilindru la presiunea atmosferic� este înso�it� de un zgomot caracteristic evacu�rii pentru diminuarea c�ruia motorul este prev�zut cu amortizoare de zgomot. Pe m�sur� ce presiunea gazelor se mic�oreaz� la aproximativ 2⋅105 N/m2, regimul de curgere devine subcritic (când pistonul se afl� în vecin�tatea p.m.i.). Supapa de evacuare se deschide întotdeauna înainte ca pistonul s� ajung� în p.m.i., în cursa de detent�; unghiul α1 pe care îl face arborele motor din momentul deschiderii supapei de evacuare, pân� în momentul când pistonul ajunge în p.m.i., se nume�te avans unghiular la deschiderea supapei de evacuare (fig 2.3). Prin deschiderea supapei de evacuare cu un anumit avans se urm�re�te: • o cur��ire mai bun� de gaze arse a cilindrului (prin prelungirea duratei evacu�rii

�i posibilitatea m�ririi cronosec�iunii supapei de evacuare); • mic�orarea rezisten�ei hidraulice pe traiectul de evacuare; • egalizarea presiunii din interiorul cilindrului cu cea din exterior cu un consum

minim de lucru mecanic, element care devine astfel �i criteriul de baz� în stabilirea valorii optime a acestui unghi de avans la deschiderea supapei de evacuare α1.

Momentul deschiderii supapei de evacuare influen�eaz� lucrul mecanic de destindere Lo (care se mic�oreaz� odat� cu cre�terea avansului α1) �i în acela�i timp influen�eaz� lucrul mecanic consumat în cursa de evacuare L (care se mic�oreaz� odat� cu cre�terea lui α1). Cele dou� tendin�e contradictorii pot fi optimizate pentru un anumit regim astfel: în figura 2.5 sunt reprezentate schematic trei diagrame indicate corespunz�toare la trei momente diferite ale deschiderii supapei de evacuare: • dac� supapa s-ar deschide în punctul 1 (fig 2.5,a,b) adic� în p.m.i. atunci, din

cauza sec�iunilor mici de trecere pe care le ofer� gazelor supapa de evacuare la începutul ridic�rii sale (rezisten�a hidraulic� mare), acestea nu se pot evacua destul de rapid din cilindru, ceea ce conduce la presiuni ridicate la începutul evacu�rii; în acest caz, de�i lucrul mecanic L0 efectuat în cursa detentei este maxim, totu�i, datorit� consumului mare de lucru mecanic din cursa evacu�rii (aria ha�urat� din figura 2.5,b) suprafa�a util� a diagramei se mic�oreaz� adic� se mic�oreaz� puterea indicat� a motorului.

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

75

• dac� supapa se deschide prea devreme în 3 (fig. 2.5,c) presiunea din cilindru ajunge în p.m.i. la o valoare apropiat� de presiunea atmosferic� ( punctul a'). Lucrul mecanic consumat pentru cursa de evacuare devine minim, în schimb se mic�oreaz� lucrul mecanic L ob�inut pe timpul cursei de destindere cu valoarea "l". Dac� se noteaz� cu ∆ L câ�tigul de lucru mecanic de evacuare prin deschiderea cu avans a supapei de evacuare atunci:

∆ L = L0- L (2.2) Analizând figura 2.5,e se observ� c� exist� o anumit� valoare (unic�) optim� a avansului la deschiderea supapei de evacuare α1 la care câ�tigul total de lucru mecanic ∆ L - L este maxim �i valoarea presiunii de evacuare este optim�. Cu aproxima�ie, condi�ia va fi satisf�cut� când curba de presiune atinge izocora 1-a' la mijlocul ei, în punctul a1; avansului optim în aceast� situa�ie îi va corespunde valoarea α1=40...70° RAC (punctul 2-fig 2.5,d). Deoarece avansul depinde de regimul func�ional al motorului se alege înc� din proiectare regimul la care motorul va oferi performan�a maxim� �i

optimizarea fazelor de distribu�ie se realizeaz� pentru acesta. B. În continuare eliminarea gazelor arse din cilindru se produce exclusiv datorit� mi�c�rii pistonului �i se încheie în momentul închiderii supapei de evacuare, care are loc cu o oarecare întârziere fa�� de p.m.s. (punctul îse). Aceast� a doua faz� numit� evacuare liber�, se caracterizeaz� printr-o vitez� normal� de curgere a gazelor arse, care ajung la sfâr�itul procesului la 60...100 m/s. În cazul când supapele de evacuare �i colectorul de evacuare au o construc�ie normal� presiunea din cilindru nu dep��e�te 10...25% din presiunea mediului exterior. Cre�terea de presiune eviden�iat� experimental (fig. 2.4) spre sfâr�itul fazei (înainte de p.m.s.) apare ca urmare a reducerii sec�iunii de curgere prin începerea deplas�rii supapei de evacuare în sensul de închidere (fig 2.2.b). C. Ultima parte a evacu�rii, care are loc la o presiune a gazelor chiar mai mic� decât presiunea exterioar�, se nume�te postevacuare (sau evacuare iner�ional�) �i se datore�te energiei cinetice a coloanei de gaze care p�r�se�te cilindrul. Aceast� faz� a evacu�rii se desf��oar� simultan cu prima faz� a procesului de umplere. Stabilirea momentului optim de închidere α3 a supapei de evacuare se face dup� criteriul cur��irii cât mai complete a cilindrului de gaze arse, astfel încât

cantitatea gazelor arse reziduale (a gazelor r�mase în cilindru dup� închiderea supapei de evacuare) s� fie minim�. Dac� întârzierea este prea mic� nu se utilizeaz� la eficien�a maxim� efectul iner�iei curentului de gaze care ies din cilindru cu vitez� înc� suficient de mare, iar dac� întârzierea este prea mare în perioada de suprapunere a deschiderii supapelor este posibil� aspira�ia de gaze arse din cilindru (în ciclul urm�tor). Exist� deci o întârziere optim� la închiderea supapei de evacuare, care se determin� experimental în concordan�� cu regimul motorului (α3=10...60°RAC) (fig. 2.6). Valorile mai mari corespund motoarelor cu tura�ie ridicat�, deoarece odat� cu cre�terea tura�iei cre�te �i presiunea la sfâr�itul cursei de evacuare (n1>n2) (fig

Fig. 2.5 Optimizarea deschiderii supapei

de evacuare

Fig. 2.6 Influen�a tura�iei asupra întârzierii la

închiderea supapei de evacuare

�

� � � � � � � ��

76

2.6). Prin intermediul lui α1dse �i α3îse durata procesului de evacuare se extinde pe un interval α∆ evac=240...320°RAC ceea ce reprezint� cu 30...75% mai mult decât durata cursei de evacuare.

Condi�ionarea reciproc� a proceselor de evacuare �i umplere la MAI4TNS Perioada de suprapunere a deschiderii supapei

Procesele care au loc în perioadele de schimbare a gazelor din cilindru, adic� în timpul umplerii �i evacu�rii, sunt puternic legate între ele, condi�ionându-se reciproc, atât datorit� succesiunii func�ionale în timp cât �i suprapunerii par�iale. Sfâr�itul evacu�rii �i începutul admisiei nu sunt clar delimitate în diagrama de pompaj, condi�iile ini�iale ale procesului umplerii fiind influen�ate într-o anumit� m�sur� de m�rimile caracteristice existente la sfâr�itul evacu�rii. Este perioada numit� "suprapunerea sau încruci�area supapelor" în care exist�, în anumite condi�ii, posibilitatea înr�ut��irii umplerii prin p�trunderea gazelor arse în colectorul de admisie, (fig. 2.7,a)-caracterizat� de faptul c� sunt deschise ambele supape. Intervalul unghiular α2+α3 (fig.2.7,b) poart� denumirea de unghi de acoperire �i o valoare optim� a sa conduce la o mai bun� sp�lare a camerei de ardere de gazele arse (la MAC cu un consum suplimentar de aer) �i deci la o umplere mai bun�. Se poate considera c� avem de-a face cu un proces de baleiaj asem�n�tor cu cel întâlnit la MAI2T. Astfel dac� avansul la deschiderea supapei de admisie α2 este prea mare gazele arse pot intra în galeria de admisie; dac� întârzierea la închiderea supapei de evacuare este prea mare α3 atunci gazele arse din canaliza�ia de evacuare se reîntorc în cilindru (ca urmare a dispari�iei efectului iner�ional). Alegerea condi�iilor în care urmeaz� s� se produc� suprapunerea supapelor apare ca o problem� de optimizare, indisolubil legat� de cotele de reglaj ale evacu�rii �i umplerii. Astfel, cu cât tura�ia motorului cre�te, durata unghiular� a suprapunerii supapelor poate fi m�rit�, f�r� a dep��i o durat� în timp d�un�toare. Condi�ionarea reciproc� a proceselor de umplere �i evacuare se datore�te de asemenea undelor de presiune care apar în canalele sistemelor de curgere a gazelor în special în galeria de evacuare (vezi cap.2.2., 2.3).

Fig. 2.7 Suprapunerea supapelor

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

77

Procesul de umplere la MAI4TNS Procesul de umplere (admisie) normal� reprezint� procesul în cursul c�ruia fluidul proasp�t p�trunde în cilindrul motorului prin efectul depresiunii create de piston, la deplasarea acestuia de la p.m.s. la p.m.i., supapa de admisie fiind deschis�. A�a cum se poate urm�ri în fig.2.2,a procesul umplerii începe în momentul deschiderii (cu avans fa�� de p.m.s.) a supapei de admisie �i se încheie odat� cu închiderea acesteia (cu întârziere fa�� de p.m.i.). El acoper� un interval unghiular mai mare decât cursa de admisie (p.m.s. - p.m.i.) cu care se suprapune doar par�ial �i este cuprins între procesul de evacuare �i procesul de comprimare. Procesul de umplere se studiaz� în trei faze: A. Faza umplerii prealabile. În baza analizei efectuate în figura 2.2,c se poate ar�ta c� urmare a destinderii gazelor reziduale �i sc�derii presiunii în cilindru sub presiunea ini�ial� (pca<p0) fluidul proasp�t p�trunde în cilindru, moment în care supapa de admisie trebuie s� ofere deja o sec�iune sporit� de trecere. Acest deziderat se îndepline�te dac� supapa începe ridicarea de pe sediu cu avans fa�� de p.m.s.. Deci pentru cre�terea duratei de deschidere a orificiului de admisie �i pentru a realiza o sec�iune de trecere a înc�rc�turii proaspete suficient de mare în momentul când pistonul începe s� se deplaseze din nou spre p.m.i., supapa de admisie trebuie s� se deschid� cu un anumit avans fa�� de p.m.s. (punctul dsa). În acest fel prin sec�iunea deschis� a supapei de admisie se creeaz� condi�ii favorabile unei curgeri a fluidului motor cu pierderi gazodinamice relativ mici �i cu o vitez� medie de 70...90 m/s. Astfel, în perioada de tranzi�ie a suprapunerii supapelor, când la început în cilindru gazele arse au înc� o presiune superioar� fa�� de presiunea înc�rc�turii proaspete, precum �i fluidul motor în colector are o anumit� iner�ie la punerea lui în mi�care, prin acest avans la deschiderea supapei se pot asigura pierderi minime de înc�rc�tur� �i presiune. Avansul optim la deschiderea supapei de admisie este, prin urmare, acel avans care asigur� trecerea unei cantit��i cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie �i în final o umplere maxim� a cilindrului cu gaze proaspete. Uzual α2= 5...20° RAC �i are valori cu atât mai mari cu cât motorul este mai rapid. B. Faza umplerii principale. Datorit� faptului c� în cilindru gazele arse au înc� o presiune superioar� fa�� de presiunea înc�rc�turii proaspete, precum �i a faptului c� înc�rc�tura în colector are o anumit� iner�ie la punerea ei în mi�care �i întâmpin� o anumit� rezisten�� la trecerea prin sistemul de admisie, introducerea înc�rc�turii are loc cu un anumit decalaj fa�� de începutul cursei de admisie �i anume când presiunea din cilindru �i conducta de admisie pca devine mai mic� decât presiunea mediului înconjur�tor. În timpul deplas�rii pistonului de la p.m.s. c�tre p.m.i., în a�a numita faz� principal� a admisiunii se introduce cea mai mare parte a înc�rc�turii.

�

� � � � � � � ��

78

Viteza medie de intrare a fluidului motor proasp�t prin sec�iunea controlat� de supapa de admisie este de 60...90m/s. Presiunea fluidului motor în cilindru este pa =(0,75...0,9)p0. C. Ultima parte a procesului de umplere, denumit� postumplere, are loc din p.m.s. pân� când presiunea din cilindru devine egal� cu presiunea atmosferic�, moment în care trebuie s� se închid� supapa de admisie. Închiderea supapei nu are loc deci în p.m.i., ci cu o anumit� întârziere (punctul îsa, fig. 2.8), deoarece înc� se poate continua procesul de umplere datorit� a dou� cauze principale: efectul iner�ial al înc�rc�turii care trece cu o vitez� mare din colectorul de admisie �i efectul de depresiune creat prin diferen�a între presiunea din colector �i cilindru. În general, procesul de admisie poate continua �i dup� ce presiunea din cilindru devine egal� cu presiunea din colector, deoarece umplerea are loc mai departe datorit� iner�iei coloanei de înc�rc�tur� proasp�t�. Aceast� perioad� este denumit� de postumplere, iar criteriul de stabilire a valorii unghiului de întârziere optim la închiderea supapei de admisie este admiterea în aceast� perioad� a unei cantit��i de înc�rc�tur� proasp�t�. Dac� α4<α4opt nu se pune integral în valoare fenomenul de postumplere; dac� α4>α4opt presiunea din cilindru dep��e�te presiunea din galeria de admisiune, datorit� efectului de comprimare al pistonului, sensul de curgere se inverseaz�, fluidul proasp�t scap� în galeria de admisiune, iar randamentul umplerii vη scade. Întârzierea la închiderea supapei de admisiune la MAI4TNS variaz� între 40...70°RAC, fiind cu atât mai mare cu cât tura�ia motorului este mai ridicat�. Prin intermediul lui α2dsa �i α4îsa durata procesului de admisiune se extinde la

η∆ a=235…310°RAC. Unghiurile de avans �i întârziere la deschiderea, respectiv, închiderea SA �i SE acord� avantaje substan�iale în cinematica �i dinamica mecanismului de distribu�ie prin posibilitatea realiz�rii unor ridic�ri mai mari a supapelor, prin m�rirea duratei în care supapele sunt în mi�care, f�r� majorarea obiec�ional� a for�elor de iner�ie din mecanism. Supapa de admisie, în general are diametrul �i în�l�imea de ridicare mai mari decât supapa de evacuare, pentru a compensa în acest fel diferen�a de presiune mai redus� la care se produce admisia în raport cu evacuarea. Pozi�ia unghiular� a camelor pe arborele de distribu�ie se ob�ine �inând seama de valorile fazelor de distribu�ie, de ordinea de comand� a supapelor, precum �i de faptul c� tura�ia arborelui cu came este jum�tate din aceea a arborelui cotit (fig.2.9).

Concluzii privind schimbul de gaze la MAI 4TNS Din analiza efectuat� asupra diagramei de pompaj �i a fazelor de distribu�ie se pot desprinde urm�toarele particularit��i ale procesului de schimb de gaze: a. procesul se desf��oar� pe o durat� mai mare decât durata corespunz�toare celor dou� curse ale pistonului;

Fig. 2.8 Fazele procesului de admisie

Fig. 2.9 Pozi�ionarea camelor la MAI4TNS

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

79

b. presiunea în cilindru are un caracter variabil, media pentru întregul interval al schimbului de gaze fiind mai mare decât presiunea atmosferic�; c. varia�ia presiunii în cilindru în timpul evacu�rii poate prezenta o sc�dere sub valoarea presiunii în colector; aceasta se datore�te unui efect de ejec�ie produs de vitezele mari de evacuare; spre sfâr�itul cursei de evacuare se poate întâlni o anumit� cre�tere a presiunii; explica�ia const� în faptul c� se reduce atât sec�iunea de trecere pe sub supap� cât �i viteza pistonului. d. caracterul varia�iei presiunii în timpul umplerii este determinat de caracterul varia�iei vitezei cu care înc�rc�tura p�trunde în cilindru, care depinde pe de o parte de viteza pistonului, iar pe de alt� parte de sec�iunea oferit� de supap�; astfel presiunea va avea valoarea cea mai mic� în apropierea p.m.i. (când viteza înc�rc�turii este cea mai mare) �i va avea valoarea cea mai mare lâng� p.m.s. (când vitezele sunt cele mai mici); trebuie, de asemenea remarcat c� leg�tura vitez� - presiune este puternic influen�at� de particularit��ile procesului de admisie. e. fazele de distribu�ie sunt optime numai pentru un anumit regim de func�ionare al motorului �i depind în mare m�sur� de zona de lucru în care se urm�re�te ob�inerea unor performan�e maxime, deci de destina�ia motorului. Astfel, pentru motoarele rapide aceste faze trebuie s� fie optime pentru regimul de putere maxim�, în consecin�� fazele de distribu�ie trebuie s� fie mai largi. Pentru motoarele navale mari, trebuie s� se asigure condi�ii optime de desf��urare a procesului de schimb de gaze la regimul cuplului maxim; aici sunt caracteristice valorile mai mici ale fazelor de distribu�ie. Tab. 2.1. Valorile unghiurilor ce caracterizeaz� schimbarea gazelor la MAI4TNS

Admisie Evacuare Tipul motorului deschiderea

înainte de p.m.s.

închiderea dup� p.m.i.

deschiderea înainte de

p.m.i.

închiderea dup� p.m.s.

UM [°RAC] [°RAC] [°RAC] [°RAC] Nota�ii α2 α4 α1 α3 Motoare cu aprindere prin comprimare

5-40 20-45 30-50 5-35

Motoare cu aprindere prin scânteie

10-20 45-70 40-60 15-30

Motoare cu gaze 30-35 40-45 40-45 25-35 Obs. Valorile mici sunt pentru motoare lente iar cele mari pentru motoare rapide.

2.2.2. Parametrii principali ai procesului de schimb de gaze

Procesul de umplere trebuie astfel condus încât la începutul comprim�rii s� existe în cilindrul motor o cantitate maxim� de înc�rc�tur� proasp�t�. În vederea aprecierii procesului de umplere, a gradului de cur��ire a cilindrului de gazele arse, precum �i pentru stabilirea valorii m�rimilor de stare la sfâr�itul cursei de admisie, se utilizeaz� o serie de m�rimi �i indici ai procesului de schimb de gaze, fiecare permi�ând formularea unor concluzii legate de acest proces.

�

� � � � � � � ��

80

Cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� re�inut� în cilindru Înc�rc�tura proasp�t� re�inut� în cilindru reprezint� elementul major ce duce la ob�inerea unor puteri mari pe ciclu.

Pe= 3600

1 Ch Qi η e=

36001

t

a

aLC η e=(const) Cîp (2.3)

unde: Ca - consumul orar de aer; Ch - consumul orar de combustibil; Qi- puterea calorific� a combustibilului; η e- randamentul efectiv;

λ - coeficientul de exces de aer; Lt - cantitatea teoretic� de aer necesar� arderii; Cîp- consumul de înc�rc�tur� proasp�t�.

Cîp= Ca (1+tL

1λ

) la MAS �i Cîp= Ca la MAC (2.3’)

De�i din rela�ia pecedent� se deduce dependen�a direct� a puterii motorului de cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� (exprimat� în unit��i de mas� sau molar�) aceasta din urm� nu ofer� posibilitatea aprecierii m�surii în care procesul de umplere se apropie de optim în anumite condi�ii date. Mai ales dac� lu�m în considerare faptul c� Cîp depinde de cilindreea motorului Vs rezult� c� aceast� m�rime nu poate servi drept criteriu pentru compararea modului de realizare a umplerii la motoare diferite. Pentru aprecierea procesului de umplere real se compar� consumul de înc�rc�tur� proasp�t� cu cel determinat în condi�ii teoretice, într-un proces de admisie, f�r� pierderi gazo-dinamice (pierderi datorate rezisten�elor la curgerea înc�rc�turii proaspete din exterior pân� în cilindru, p<p0) �i termice (în contact cu pere�ii mai calzi ai traseului de admisie, temperatura fluidului proasp�t cre�te, T > T0). Ambele categorii de pierderi conduc la mic�orarea înc�rc�turii proaspete, adic� la reducerea masei de înc�rc�tur� re�inut� efectiv în cilindru, în urma procesului real, fa�� de procesul optim. Dac� umplerea s-ar desf��ura f�r� pierderi, temperatura �i presiunea înc�rc�turii proaspete re�inut� în cilindru, ar fi, la sfâr�itul procesului, egale cu presiunea �i temperatura mediului exterior ( p0, T0). Cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� re�inut� în cilindru, depinde în afara parametrilor de stare, �i de volumul care-i st� la dispozi�ie. Prin conven�ie acest volum se ia egal cu volumul descris de piston în cursa de admisie, adic� cu cilindreea VS. În realitate, volumul disponibil pentru umplere poate s� fie diferit fa�� de VS, aceasta depinzând de gradul de cur��ire a cilindrului în timpul procesului de evacuare precedent. Pentru a putea stabili rela�ia de calcul pentru m�rimile �i indicii de perfec�iune ai procesului de umplere se iau în considera�ie urm�toarele ipoteze simplificatoare (fig.2.10): • începutul procesului de umplere se localizeaz� în p.m.s. �i coincide cu începutul

cursei de admisie (f�r� a �ine seama de suprapunerea supapelor);

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

81

• presiunea înc�rc�turii proaspete se mic�oreaz� fa�� de presiunea mediului ambiant cu m�rimea ∆ p (datorit� rezisten�elor gazodinamice ale sistemului de admisiune);

• prezen�a în ciclu a unei cantit��i de gaze arse care ocup� o parte din volum �i care realizeaz� o înc�lzire suplimentar� a înc�rc�turii proaspete;

• înc�rc�tura proasp�t� se înc�lze�te în contact cu p�r�ile calde ale traseului de admisiune;

• ariile sec�iunilor oferite de supape, �i coeficien�ii de debit au valori medii;

• se ia în considerare la determinarea parametrilor de stare la finele cursei de admisie �i întârzierea la închiderea supapei de admisie (postumplerea).

Pe diagrama de pompaj se efectueaz� astfel o serie de simplific�ri fa�� de situa�ia real� (vezi fig. 2.10), care conduc la posibilitatea stabilirii parametrilor caracteristici ai procesului de umplere.

A. Sfâr�itul evacu�rii

Presiunea gazelor din cilindru la sfâr�itul evacu�rii

La sfâr�itul evacu�rii (punctul r fig. 2.10) în camera de ardere Vc=Vr se g�sesc gaze arse la presiunea pr �i la temperatura Tr. C�derea de presiune fa�� de presiunea mediului exterior fiind :

∆ pr =pr-p0 (2.4) �inând seama de rela�ia din hidraulic� a c�derii de presiune pe care o sufer� un fluid la trecerea sa printr-o diafragm�, precum �i de legea continuit��ii fluidului în sistemul de evacuare, se poate scrie:

p∆ = pr- p0=Ke

2

efn��

��

� (2.5)

unde: n - tura�ia motorului; f e - sec�iunea minim� de trecere a supapei de evacuare; Ke- coeficient de propor�ionalitate ce include coeficientul de rezisten�� hidraulic al sistemului.

Se observ� din dependen�a de mai sus c� pr cre�te odat� cu cre�terea tura�iei �i de asemenea cu cre�terea rezisten�ei hidraulice a sistemului de evacuare. Cre�terea presiunii de evacuare a gazelor reziduale (ce r�mân în cilindru în ciclul urm�tor ) “pr“ (spre exemplu prin ad�ugarea tobei de evacuare (fig 2.11) influen�eaz� negativ puritatea umplerii; Deoarece înc�rc�tura proasp�t� nu poate intra în cilindru decât atunci când pr<p0 rezult� c� pr este cu atât mai mare cu cât se întârzie intrarea înc�rc�turii în cilindru; aceasta diminueaz� umplerea �i deci, puterea motorului. În general la MAI4TNS f�r�

Fig. 2.10 Schematizarea procesului umplerii

Fig. 2.11 Influen�a amortizorului de zgomot

asupra presiunii de evacuare

�

� � � � � � � ��

82

tobe de evacuare �i de un regim redus pr=(1,05...1,1)p0, iar pentru regimuri ridicate (corespunz�toare puterilor maxime) se poate considera pr=(1,20...1,25)p0. La ad�ugarea în sistem a tobei de evacuare pr=(1,25...1,30)p0.

Temperatura gazelor din cilindru la sfâr�itul evacu�rii Temperatura gazelor reziduale are aproximativ aceea�i valoare cu temperatura pe care o au gazele arse imediat dup� ce au trecut de supapa de evacuare. Temperatura gazelor reziduale depinde într-o m�sur� important� de tipul motorului �i de regimul de lucru; aceasta este influen�at� de asemenea de raportul de comprimare ε , de coeficientul de exces de aer λ, viteza de propagare a frontului fl�c�rii, fazele distribu�iei , etc. Odat� cu cre�terea tura�iei sau sarcinii motorului cre�te �i Tr (supapele de evacuare arzându-se mai u�or în regimurile de supraturare violent�, sau suprasarcin� prelungit�). Când gradul de compresiune cre�te, ca urmare a îmbun�t��irii arderii, presiunile �i temperaturile la sfâr�itul destinderii vor fi mai mici. În general valoarea lui Tr MAS=900...1200°K MAS �i Tr MAC=700...900K.

e

e

nn

b

cebcer p

pTTT

1−

��

��

�== (2.6)

unde: Tce,pce - parametrii gazelor arse în vecin�tatea supapei de evacuare; Tb,pb - parametrii la sfâr�itul destinderii; ne - exponentul politropic de destindere în galeria de evacuare.

B. Începutul admisiunii Deoarece supapa de admisie a fost deschis� cu unghiul de avans α2 fa�� de p.m.s. �i datorit� faptului c� pistonul începe deplasarea din p.m.s. în p.m.i. gazele reziduale se destind de la volumul Vr �i presiunea pr, la volumul

'rV �i presiunea pa, mai mic� decât presiunea mediului exterior p0. Simultan are loc �i un schimb de c�ldur� cu pere�ii. Ca rezultat al dilat�rii �i schimbului de c�ldur�, temperatura gazelor reziduale scade de la Tr la Tr'. În momentul când în cilindru presiunea a devenit pa<p0, începe s� p�trund� înc�rc�tura proasp�t�.

C. Admisiunea principal�

Odat� cu intrarea gazelor proaspete (pe m�sur� ce pistonul î�i continu� cursa spre p.m.i.) �i amestecarea lor cu gazele reziduale are loc formarea "amestecului ini�ial" a c�rui temperatur� �i presiune final� va fi Ta �i pa. Ca urmare a schimbului de c�ldur�, gazele reziduale se r�cesc �i volumul lor se mic�oreaz� (de-a lungul liniei r' - r'', fig. 2.10) pân� la valoarea Vr''. În p.m.i. volumul total de gaz Va este constituit din înc�rc�tur� proasp�t� admis� Vîp �i Vr'' (V r''≈0,5 Vc unde Vc=Vr volumul camerei de ardere).

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

83

Vîp=1−

−ε

δε rVs sau Vîp=

)1()1( r

sVγε

ε+−

(2.7)

unde : δ r≈0,5; γ r - coeficientul gazelor reziduale.

D. Postumplerea Supapa de admisiune nu se închide în p.m.i. ceea ce facilitez� o umplere suplimentar� pân� în punctul s (fig. 2.10) când poate ap�rea (la alte regimuri decât cel ales pentru optimumul α4) la s” ≡≡≡≡ îsa o refulare a înc�rc�turii pân� la închiderea supapei de admisie.

Coeficientul de postumplere

Cantitatea total� a înc�rc�turii m re�inut� în cilindru la sfâr�itul umplerii, la regimul optim de func�ionare, va fi egal� cu suma cantit��ii introduse în timpul admisiei principale mîp �i a cantit��ii introduse suplimentar pe parcursul postumplerii ms. m=mîp+ms (2.8) Coeficientul de postumplere este indicatorul de apreciere a înc�rc�turii suplimentare �i este exprimat prin raportul:

ϑ p = îpm

m ; ϑ p = (1,05 ÷÷÷÷ 1,2) (2.9)

Coeficientul gazelor arse reziduale

Gazele arse reziduale r�mase în cilindru spre sfâr�itul evacu�rii influen�eaz� negativ (la o concentra�ie m�rit�) func�ionarea motorului. Se define�te coeficientul gazelor reziduale ca fiind raportul dintre cantitatea gazelor reziduale νgar �i cantitatea înc�rc�turii care a intrat în realitate în cilindru m.

γr = mgarν

sau γr MAC = t

gar

Lλν (2.10)

unde: νr - cantitatea de gaze arse reziduale [kmoli]; m - cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� [kmoli]; λ- coeficientul de exces de aer; Lt - cantitatea de aer [kmoli] necesar� arderii complete a combustibilului. Valoarea sa depinde de raportul de comprimare ε , de presiunea �i temperatura gazelor arse reziduale, de caracteristicile sistemului de distribu�ie �i de tura�ia motorului. Coeficientul γr are valorile: γr=0,03....0,06 la motoarele în patru timpi cu admisie natural�

�

� � � � � � � ��

84

iar la motoarele în doi timpi: γr=0,03...0,07 pentru baleiaj în echicurent f�r� supape; γr=0,06...0,12 pentru baleiaj în echicurent cu supape; γr=0,07...0,15 pentru baleiaj în contracurent. Dac� se înlocuiesc m�rimile (pentru 1kg combustibil):

rgar

crgar TR

Vp⋅

⋅=ν �i 0

vs0ip RT

Vp ην =

unde: νip - cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� în kmoli; Rgar- constanta gazelor reziduale; R - constanta înc�rc�turii proaspete. cu ηv- randament al umplerii (volumetric), rezult�:

r

0

0

r

gars

"r

vr T

Tpp

RR

V

V1 ⋅⋅⋅⋅=η

γ (2.11)

Dac� în ecua�ia 2.11 se noteaz� rgar

R

Rµ= - coeficientul de varia�ie molar� �i

Vr"=δVs rezult�:

r

0

0

r

vr T

T1p

p1 ⋅−

⋅⋅=ε

δη

γ (2.12)

Dac� se face ipoteza δ=1,µ r=1 atunci:

( ) r

0

0

r

rvr T

Tpp

1⋅⋅

−=

εµηδγ (2.13)

Eficacitatea procesului de evacuare poate fi deci apreciat� în mod absolut, dup� cantitatea de gaze reziduale νgar r�mase în cilindru la sfâr�itul evacu�rii, în mod relativ dup� m�rimea coeficientului gazelor reziduale γr �i în mod indirect dup� coeficientul de umplere. Coeficientul gazelor reziduale reprezint� criteriul principal de apreciere a perfec�iunii procesului de evacuare.

Temperatura înc�rc�turii proaspete la sfâr�itul umplerii

Pentru stabilirea temperaturii gazelor din cilindru la sfâr�itul umplerii se analizeaz� cauzele varia�iei acesteia ∆T pe întreaga durat� a procesului de admisie, ca urmare a:

• transferului de c�ldur� de la pere�ii canalului de umplere la înc�rc�tura proasp�t�;

• înc�lzirii înc�rc�turii proaspete datorit� contactului cu suprafe�ele fierbin�i din interiorul cilindrului: supap�, piston, pere�ii cilindrului �i chiulas�;

• înc�lzirii înc�rc�turii proaspete prin amestecare cu gaze reziduale r�mase în cilindru;

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

85

• transform�rii energiei cinetice a gazelor proaspete în c�ldur�, prin reducerea vitezei lor la p�trunderea în cilindrul motorului. Aceste înc�lziri conduc la cre�terea temperaturii înc�rc�turii proaspete �i, prin aceasta, la reducerea densit��ii ei (ρa<ρo), ceea ce are ca efect final reducerea cantit��ii de înc�rc�tur� proasp�t� r�mas� în cilindru.

În acela�i timp cu înc�lzirea, în cazul motorului cu aprindere prin scânteie (cu formarea amestecului aer-combustibil în exteriorul cilindrului) o parte din combustibil se vaporizeaz�, fapt ce provoac� sc�derea temperaturii amestecului ini�ial (la amestecuri bogate are loc un consum de energie termic� la o vaporizare mai puternic� - de exemplu, pentru λ=(0,8...1,2) sc�derea temperaturii prin vaporizare este de (23...16)K -). În cazul MAS pentru a u�ura vaporizarea combustibilului se realizeaz� în mod inten�ionat o preînc�lzire a amestecului la trecerea acestuia prin colectorul de admisie. Preînc�lzirea se realizeaz� fie cu ajutorul apei de r�cire care circul� printr-o c�ma�� a colectorului, fie cu gazele de evacuare care trec printr-o cavitate a colectorului formând a�a numita pat� cald�, eliminându-se astfel posibilitatea apari�iei jivrajului (fenomenul de formare a ghe�ii în difuzorul carburatorului în anumite condi�ii de umiditate crescut�). Preînc�lzirea trebuie s� se fac� cu foarte mare aten�ie, deoarece prin m�rirea temperaturii se mic�oreaz� densitatea acesteia (deci se mic�oreaz� masa înc�rc�turii re�inute la sfâr�itul procesului de umplere) �i se reduce puterea motorului. La MAC fluidul motor proasp�t fiind aerul, se evit� înc�lzirea colectorului de admisie în timpul func�ion�rii. Pentru motoarele în patru timpi nesupraalimentate: Taer=To+∆T; ∆T=(10 ... 20)K (2.14) Temperatura de la sfâr�itul procesului de umplere Ta va fi determinat� prin ecua�ia bilan�ului termic al amestecului dintre înc�rc�tura proasp�t� �i gazele reziduale din cilindrul motorului, cu urm�toarele simplific�ri: • se neglijeaz� viteza aerului pentru starea "a" de la sfâr�itul umplerii; • procesul de destindere a gazelor reziduale este izoterm; • c�ldura specific� a gazelor arse este egal� cu cea a înc�rc�turii proaspete; • se consider� c� cilindrul este umplut numai cu aer (MAC); la MAS abaterea

este sub 2%. Uîp+Ugar=Uam (2.15) unde: Uîp=(λLt+C'V(To+∆T)) [Kj/Kgcomb.]-energia intern� a înc�rc�turii proaspete; Ugar=νgarC"vTr' [Kj/Kgcomb.]-energia intern� a gazelor reziduale; Uam=(λLt+νgar)C"v amTa [Kj/Kgcomb.]-energia intern� a amestecului; λ-coeficientul de exces de aer; Lt [Kmol/Kg]-reprezint� aerul necesar arderii unui kg de combustibil; νgar [Kmol/Kg]-gazele reziduale rezultate din arderea unui kg de combustibil; C'v,C"v �i C'v am [Kj/(Kmol.grd)]-reprezint� c�ldura specific� medie molar� a aerului, a gazelor reziduale �i respectiv a amestecului format din înc�rc�tura

�

� � � � � � � ��

86

proasp�t� �i gazele reziduale; Tr=Tr' [K]-temperatura gazelor reziduale. Considerând C'v=C"v am �i C"v=ξcC'v, rezult�:

r

rrc

r

rrca

TTTTTT

γγξ

γγξ

++=

++∆+=

11

'00 (2.16)

unde: ξc-coeficient ce �ine cont de diferen�a între c�ldurile specifice a gazelor arse �i a aerului. F�r� a comite o eroare care s� afecteze rezultatele calculelor, se admite c� C'v~C"v~C"v am. Dup� împ�r�irea egalit��ii cu λLt �i �inând seama de faptul c� γr=γgar/λLt se ob�ine: To+Tr γ r=(1+γr)Ta (2.17) Temperatura la sfâr�itul cursei de admisie va fi - la motorul cu admisie normal�:

r

rra

TTT

γγ

++=

10 (2.18)

Datele experimentale indic�: Ta~(310...330)K pentru MAC4TNS �i Ta~(340...400)K pentru MAS. Cu cre�terea înc�lzirii ∆T �i a lui γr, temperatura Ta cre�te �i coeficientul de umplere ηv se reduce(fig.2.12).

Presiunea înc�rc�turii proaspete la sfâr�itul umplerii Presiunea de admisiune are o influen�� mare asupra desf��ur�rii ciclului termodinamic deoarece masa înc�rc�turii proaspete introdus� în cilindru �i presiunea medie a ciclului depind de aceasta. Dezideratul este de a se realiza o presiune de admisiune cât mai ridicat� deoarece astfel se poate îmbun�t��i umplerea �i se poate reduce lucrul mecanic de pompaj. În procesul de umplere presiunea înc�rc�turii scade de la presiunea po(presiunea mediului exterior) pân� la presiunea de admisiune pa. Diferen�a de presiune ∆pa=po-pa se consum� pentru m�rirea energiei cinetice a înc�rc�turii �i învingerea rezisten�elor gazodinamice ale sistemului de admisiune; ∆pa=(0,10...0,25)po, valorile mai mari fiind caracteristice pentru MAS. Pentru eviden�ierea influen�elor generale asupra presiunii de admisiune, se scrie ecua�ia Bernoulli (curgere izoterm� în regim sta�ionar) între sec�iunea de intrare în filtrul de aer (indicele 0) �i sec�iunea de intrare în cilindru, dup� supapa de admisie (indicele a). Considerând înc�rc�tura incompresibil�, pentru MAI4TNS, rezult�:

a

2a

a

2a

aa

a0

20

0

0 gz2

w2

wpgz

2wp

+++=++ ξβρρ

(2.19)

unde:

Fig. 2.12 Varia�ia temperaturii la sfâr�itul admisiei func�ie de

( )arγ �i ( )bT∆

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

87

ξawa2/2 - frac�iunea din energia cinetic� a coloanei de înc�rc�tur� proasp�t�

consumat� pentru învingerea rezisten�elor gazodinamice din sistemul de admisie; βawa

2/2 - coeficient de vitez� ce ia în considerare abaterile curgerii gazelor reale de la curgerea gazului perfect βa=(0,7...0,8); wo[m/s] -viteza înc�rc�turii proaspete la intrarea în sistemul de umplere; wa[m/s] -viteza înc�rc�turii proaspete prin sec�iunea controlat� de SA; ξa -coeficientul de rezisten�� local� a sistemului de umplere raportat la sec�iunea cea mai îngust� a acestuia; zo,za [m] -cotele fa�� de o referin�� a sec�iunilor de intrare în galeria de admisie �i de ie�ire a gazului prin supapa de admisie la sfâr�itul umplerii. Pentru MAC4TNS cu ipotezele:ρo =ρa,wo=0,zo=za se ob�ine: ∆pa=po-pa=ξawa

2ρo/2 (2.20) Folosind ecua�ia continuit��ii pentru procesul de admisie �i presupunând c� gazele au viteza medie egal� cu viteza medie a pistonului, rezult�: fawa=vpmaxAp (2.21) unde: fa [m

2] -sec�iunea oferit� de S.A.(sec�iunea cea mai mare); vpmax[m/s] -viteza maxim� a pistonului; Ap=πD2/4 [m2] -aria pistonului. Din cinematica mecanismului biel�-manivel� axat se cunoa�te: vpmax=Rω(1+λb

2)1/2=1,63vpm [m/s] (2.22) unde: vpm=Sn/30 [m/s] -viteza medie a pistonului; R [m] -raza manivelei motoare; D [m] -alezajul cilindrului; ω=πn/30 [1/s] -viteza unghiular� a arborelui cotit; Vs=AsS -cilindreea unitar�; n [rot/min] -tura�ia arborelui cotit; λb= R/Lb ; Lb [m] -lungimea bielei mecanismului biel�-manivel�. S-a folosit vpmax pentru c�, de regul�, în calcule se folose�te sec�iunea maxim� oferit� de SA. Înlocuind rezult�:

nfV

Cf

DRnf

Avw

a

s

a

b

a

p

pa ⋅⋅=⋅+=⋅= 1

22

max 41

30πλπ

(2.23)

Cu Vs=πD2/4 �i 2R=S, ne conduce la:

��

��

�=+⋅⋅��

�

��

�⋅

⋅⋅=∆

2

2

022

0

2

2

222

1230 a

b

a

p

aa fn

Cf

AnRp ρλρπξ sau

2

2

03 nfV

Cpa

sa ⋅��

�

��

�⋅=∆ ρ (2.24)

�

� � � � � � � ��

88

unde: C1,C2,C3 --constante. Pierderile de presiune sunt direct propor�ionale cu p�tratul tura�iei �i invers propor�ionale cu p�tratul sec�iunii de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie. Prin urmare, la construc�ia motorului se urm�re�te mic�orarea coeficientului ξa, asigurând o form� corespunz�toare a canalelor de admisie �i sec�iuni maxime ale acestora, precum �i sec�iuni maxime de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie. Trebuie s� se prevad� de asemenea coturi cu raze mari pe conducta de admisie. Raportul fam/Vs se nume�te sec�iunea litric� a supapei de admisie �i caracterizeaz� m�rimea sec�iunii medii a orificiului eliberat de supap� ( fam) pe o unitate de cilindree, adic� sec�iunea în cm2/l cilindree. Este necesar� alegerea cât mai mare posibil� a raportului fam/Vs, lucru care se realizeaz� prin cre�terea sec�iunii oferite de SA (se m�resc num�rul supapelor - dou� supape de admisie) �i prin construc�ia de motoare cu S/D mic (în special la MAC rapide). Alegerea fazelor optime de distribu�ie, utilizarea undelor de presiune din sistemul de umplere �i a efectelor iner�ionale ale coloanei înc�rc�turii proaspete, (realizarea supraalimentarii acustice �i iner�ionale, în special la MAC

rapide) reprezint� condi�ii importante pentru maximizarea umplerii. Rezult� c� pentru un motor la care sunt stabilite raportul fam/Vs �i pa , cu cre�terea tura�iei scade rapid presiunea la admisie, atât datorit� influen�ei directe a acesteia, cât �i celei indirecte (pus� în eviden�� prin valoarea lui C3) care cuprinde �i m�rimea rezisten�elor gazodinamice din sistemul de admisie. Astfel se modific� diagrama de pompaj �i deci presiunea de admisie scade. Dup� datele experimentale, la motoarele în patru timpi cu umplere normal� presiunea de admisiune are valoarea pa=(0,8 ... 0,9)po .

Coeficientul de umplere ηv Faptul c� înc�rc�tura proasp�t� nu mai g�se�te în cilindru condi�iile de presiune �i temperatur� ale mediului ini�ial din care a fost extras�, ci altele care duc la mic�orarea sa ca greutate (Ta>To, pa<po) determin� o umplere incomplet� a c�rei calitate este caracterizat� de coeficientul de umplere. Prin "coeficient de umplere" se în�elege raportul dintre cantitatea real� de înc�rc�tur� proasp�t� intrat� în cilindrul motorului în procesul admisiei (mîp) �i cantitatea teoretic� (mo) de înc�rc�tur� proasp�t� ce ar s� p�trunde în cilindreea Vs, aflat� în condi�iile de presiune �i de temperatur� ale mediului ambiant po,To (la motoarele nesupraalimentate) sau în condi�iile dup� compresor ps, Ts (la motoarele supraalimentate):

Fig.2.13 Influen�a tura�iei �i a sec�iunii de trecere a supapei de admisiune

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

89

0

v mm=η (2.25)

Considerând densitatea amestecului admis egal� cu cea a aerului (ca �i cum motorul s-ar umple numai cu aer -cazul MAC-ului):

s

av V

V=η (2.26)

(în cazul MAS cu carburator, cantitatea de înc�rc�tur� proasp�t� cuprinde �i combustibilul vaporizat, dar abaterea de la valoarea lui ηvMAC este sub 2%). Masa înc�rc�turii proaspete, inclusiv� suplimentar� admis� în timpul postumplerii este: îppmm ν= (2.27)

a

îpap RT

Vpm ⋅=ν (2.28)

unde:

ca

a

r

s

s

a

r

s

r

araîp VV

VVVVVV

VVV−

⋅+

=⋅+

=+

=−=γγγ 111

''

( )( )r

sîp

VV

γεε

+−⋅=11

(2.29)

deci:

( )( ) pr

s

a

a VRTp

m νγε

ε ⋅+−

⋅=11

(2.30)

Din ecua�ia fundamental� de stare a gazului perfect se determin�:

0

00 RT

Vpm s= (2.31)

Înlocuind expresiile 2.30 �i 2.31 în formula 2.25 rezult�:

r

p

a0

0av 11Tp

Tpγ

νε

εη+

⋅−

⋅= (3.32)

Introducând valoarea lui pa în formula 3.32, aceasta devine:

r

p

a

022

a

s

0

3v 11T

Tn

fV

RTC

1γ

νε

εη+

⋅−

⋅⋅��

�

�

�⋅��

�

��

�−= (2.33)

Coeficientul de umplere ηv reprezint� criteriul principal de apreciere a perfec�iunii procesului de admisiune. Rela�iile deduse sunt aproximative, deoarece au la baz� ipoteze simplificatoare. Pentru calcule precise �i pentru cercet�ri �tiin�ifice trebuie s� se utilizeze rela�ii

�

� � � � � � � ��

90

care cuprind to�i factorii ce influen�eaz� în realitate umplerea, rela�ii existente în diverse lucr�ri de specialitate. Din analiza ecua�iei de mai sus rezult� c� m�rimea coeficientului de umplere ηv depinde de temperatura ini�ial� �i de gradul de înc�lzire a înc�rc�turii prin m�rimea To/Ta , de construc�ia sistemului de admisiune prin factorii fm/Vs, vpm, de tura�ia motorului n �i într-o oarecare m�sur� de raportul de comprimare ε �i de cantitatea de gaze reziduale prin coeficientul γr. Valoarea coeficientului de umplere depinde de tipul motorului �i de regimul de lucru. La sarcin� plin� �i la tura�ia puterii maxime, ηv variaz� în urm�toarele limite: • pentru M.A.S. cu supape laterale: ηv=(0,70...0,75); • pentru M.A.S. cu supape în chiulas�: ηv=(0,75...0,85); • pentru M.A.C.: ηv=(0,75...0,90). Cu ajutorul m�rimilor definite se poate determina expresia coeficientului gazelor reziduale γr , excluzând dependen�a de ηv:

rpa

r

rr pp

pT

TT−

⋅∆+=νε

γ 0 (2.34)

Coeficientul de umplere ηv , coeficientul gazelor reziduale γr, presiunea de admisiune pa, presiunea de evacuare pr, precum �i lucrul mecanic de pompaj, reprezint� indici de apreciere a perfec�iunii umplerii. Pentru eficien�a maxim� a acestui proces, se urm�re�te m�rirea lui ηv �i mic�orarea lui γr realizând în acest fel introducerea unei cantit��i sporite de înc�rc�tur� proasp�t�, reducerea lui pr �i m�rirea lui pa, �i reducerea lucrului mecanic de pompaj Lp. Prin analiza tuturor acestor parametri se poate aprecia perfec�iunea proceselor de schimb de gaze �i se poate stabili influen�a diferi�ilor factori constructivi �i de exploatare asupra procesului de umplere.

2.2.3. Influen�a parametrilor de stare, func�ionali �i constructivi asupra procesului de schimbare a gazelor .

Analiza parametrilor care influen�eaz� procesul de umplere la motoarele în patru timpi nesupraalimentate se poate face prin dou� metode: • considerând to�i ceilal�i factori constan�i �i descifrând mecanismul de ac�iune al

factorului de interes; • considerând modific�rile datorate varia�iei unui factor asupra ansamblului

celorlal�i parametri ce concur� la buna func�ionare a motorului. Analiza de optim ce permite proiectarea unui motor competitiv se efectueaz� prin urm�rirea �i dirijarea controlat� a valorilor m�rimilor (criteriilor) enun�ate anterior (cap 2.2.2.) �i de asemenea prin înregistrarea valorilor în punctele principale ale ciclului real de func�ionare. Factorii de influen�� cu impact direct asupra procesului de umplere la MAI4TNS sunt: • propriet��ile înc�rc�turii proaspete ce definesc condi�iile ini�iale ale procesului

real al umplerii normale, exprimate prin m�rimi ale unor parametri de stare (factori de stare);

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

91

• regimul de func�ionare al motorului �i caracterul reglajelor acestuia (factorii func�ionali);

• caracteristicile dimensionale �i de form� ale motorului (factorii constructivi). 2.2.3.1. Influen�a factorilor de stare Presiunea La MAI4TNS presiunea înc�rc�turii proaspete - considerat� presiune ini�ial� - în fa�a supapei de admisie, se admite egal� cu presiunea mediului înconjur�tor, p0. Presiunea ini�ial� influen�eaz� major m�rimea presiunii din cilindru la sfâr�itul procesului de umplere. Coeficientul ηv este influen�at de raportul pa/p0 �i se mic�oreaz� odat� cu cre�terea pierderilor relative de presiune ∆pa în sistemul de admisie. Odat� cu sc�derea presiunii ini�iale p0 scade presiunea de admisiune pa, deci scade nivelul presiunilor pe întreg ciclul �i cre�te consumul de combustibil (diagrama indicat� se reduce ca suprafa�� ). Mic�orarea lui p0 duce la sc�derea cantit��ii de înc�rc�tur� re�inut� în cilindru ca urmare a sc�derii densit��ii ρ0.

Mic�orarea pierderilor de presiune ∆pa se poate realiza prin reducerea rezisten�elor gazodinamice pe traseul de admisiune, curburi mari, sporirea gradului de finisare al tubulaturii la interior, mic�orarea vitezei înc�rc�turii proaspete la trecerea pe sub supapa de admisie, (fig. 2.14) �i prin cre�terea num�rului de supape �i pozi�ionarea optim� a acestora în chiulas�. Având în vedere c� densitatea înc�rc�turii proaspete admise în cilindru este direct propor�ional� cu p0 �i cunoscând faptul c� presiunea p0 scade, de exemplu cu altitudinea, puterea dezvoltat� de motor se mic�oreaz� în aceste regiuni (practic în propor�ia în

care scade p0 neglijând c� temperatura T0 uneori se mic�oreaz� la rândul ei). Varia�ia lui Pe cu p0(�i T0) prezint� interes la stabilirea performan�elor motorului pe standul de încercare (se determin� puterea corectat� cu formule de corec�ie ce raporteaz� puterea motorului la o presiune �i o temperatur� de referin��). Presiunea exterioar� p0 influen�eaz� direct �i presiunea de evacuare pr. P�strând to�i parametrii constan�i, la cre�terea lui po ,pr cre�te (evacuarea se înr�ut��e�te) �i cre�te de asemenea cantitatea de gaze arse reziduale. La MAC navale ∆pr este prescris de registrele de clasificare a navelor limitându-se astfel pierderile prin pompaj (∆pr ≤ 500 mm H2O ). Tot ca o consecin�� a influen�ei presiunii ini�iale trebuie considerat� �i supraalimentarea unde se urm�re�te m�rirea cantit��ii de înc�rc�tur� proasp�t� re�inut� în cilindru prin ridicarea presiunii ini�iale la intrarea în poarta supapelor de admisie.

Fig. 2.14 Varia�ia coeficientului de umplere cu

viteza fluidului admis

�

� � � � � � � ��

92

Viteza de curgere a gazelor Cu m�rirea vitezei de curgere a gazelor prin supapa de admisie wa, coeficientul de umplere se mic�oreaz�, ceea ce trebuie avut în vedere la proiectarea sistemului de admisie dac� exist� tendin�a m�ririi vitezei înc�rc�turii proaspete. Viteza de curgere a gazelor prin supapa de evacuare este dependent� direct de presiunea de evacuare pr �i de configura�ia �i starea canaliza�iei de evacuare. Ca �i la admisie, pierderile gazodinamice sunt propor�ionale cu p�tratul vitezei de curgere a gazelor pe sub supap� �i, prin urmare, cu p�tratul tura�iei arborelui cotit. Având în vedere c� presiunea gazelor reziduale pr are o influen�� mult mai mic� asupra coeficientului de umplere decât presiunea de admisie pa, se accept� mic�orarea diametrului supapei de evacuare în favoarea m�ririi celui de la supapa de admisie, m�rind în acest fel coeficientul de umplere.

Turbulen�a Curgerea gazelor în motoare are loc în regim turbulent cu o puternic� mi�care de amestecare a gazelor (turbulen�a gazelor se determin� cu anemometrul cu fir cald în condi�ii izotropice). Turbulen�a este influen�at� de discontinuit��ile ce apar în curgerea înc�rc�turii proaspete în procesul de umplere �i este esen�ial legat� de caracterul acesteia sub form� de jet prin sec�iunea oferit� de supapa de admisie SA, jet cu gradien�i mari de vitez� la periferie ce constituie principalii promotori ai mi�c�rii turbulente a înc�rc�turii proaspete în cilindrii de lucru. Perturba�iile vitezelor înc�rc�turii proaspete în cilindrii de lucru se amortizeaz� în procesul de comprimare, dup� care se amplific� în zona din jurul p.m.s. numit� �i zon� de turbulen�� maxim� (ZTM), datorit� varia�iilor accelera�iei pistonului în aceast� zon�. Explica�ia probabil� a acestei intensific�ri a turbulen�ei, const� în desprinderea p�turilor de gaze comprimate de pe suprafa�a frontal� a pistonului, care, în perioada respectiv�, are o mi�care puternic frânat�. Intensitatea turbulen�ei este dependent� de m�rimea tura�iei arborelui motor. Cu cre�terea tura�iei, intensitatea turbulen�ei cre�te, cresc vitezele jeturilor de gaz, �i scade timpul de amortizare a oscila�iilor în cilindru. Pentru procesul de umplere turbulen�a este echivalent� cu o pierdere de energie. Efectul acesta este considerat de importan�� secundar� fa�� de influen�a favorabil� pe care o are turbulen�a asupra procesului de formare a amestecului dintre aer �i combustibil �i desf��urarea arderii, îndeosebi la MAS. Temperatura Temperatura ini�ial� reprezint� temperatura înc�rc�turii proaspete la intrarea în cilindru. La motorul cu admisie normal� în patru timpi, temperatura înc�rc�turii proaspete, la intrarea prin deschiderea supapei de admisie, se consider� ca fiind egal� cu temperatura mediului ambiant T0.

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

93

Temperatura mediului ambiant T0 influen�eaz� atât asupra densit��ii aerului ρ0, cât �i asupra coeficientului de umplere ηv. Densitatea aerului este invers propor�ional� cu T0 (ρ0= p0/R T0) astfel c�, la cre�terea temperaturii ini�iale scade

debitul masic de aer . La cre�terea temperaturii ini�iale se îmbun�t��e�te coeficientul de umplere ηv deoarece se mic�oreaz� propor�ional înc�lzirea înc�rc�turii proaspete de la piesele calde . Deoarece densitatea scade mai mult decât cre�te coeficientul de umplere rezult� c� se mic�oreaz� cantitatea de fluid motor proasp�t �i performan�ele motorului scad. În schimb la sc�derea temperaturii ini�iale fenomenele se inverseaz� iar performan�ele se îmbun�t��esc. Aceasta este �i explica�ia c� în zonele reci motorul dezvolt� o putere mai mare . Coeficientul de umplere ηv cre�te practic cu (figura 2.15). Influen�a global� a temperaturii T0 se determin� din rela�ia:

0

00 .

T

Tctv =ρη

(2.35)

0

0.

T

ctv =ρη (2.36)

ceea ce arat� c� m�rirea lui T0 produce o sc�dere a puterii motorului. Temperatura T0 variaz� dup� zona de naviga�ie (circula�ie), anotimp, cu latitudinea �i altitudinea. Pe timp de iarn� produsul ρ0ηv cre�te, motorul aspir� mai mult aer �i dezvolt� o putere mai mare (pentru T0=2730+300- vara - �i T0=273-200C - iarna - produsul ρ0ηv cre�te în raportul (303/253)1/2=1,904, adic� puterea cre�te cu aproape 10%).

Înc�lzirea înc�rc�turii proaspete pe traseul de admisie (∆T) influen�eaz� considerabil m�rirea temperaturii la sfâr�itul admisiei Ta. Cu cre�terea înc�lzirii ∆T se m�re�te Ta �i scade coeficientul de umplere (fig. 2.16). La MAS se aplic� o înc�lzire indirect� a aerului aspirat cu gaze arse sau lichid de r�cire pentru a crea o surs� de c�ldur� disponibil� vaporiz�rii combustibilului. La MAC nu este necesar� înc�lzirea aerului pe conducta de admisie, ci dimpotriv� se caut� evitarea înc�lzirii acestuia, dispunând canalele de evacuare pe

partea opus� admisiei. Este greu s� se aprecieze influen�a temperaturii exterioare T0 asupra temperaturii evacuate Tr de la sfâr�itul lan�ului de procese care formeaz� ciclul de func�ionare. De aceea, se prefer� s� se considere aceast� influen�� numai prin intermediul coeficientului gazelor reziduale γr (la cre�terea temperaturii mediului exterior se m�re�te cantitatea de gaze reziduale, ceea ce provoac� reducerea coeficientului de umplere ηv cu implica�ii negative asupra func�ion�rii motorului).

Fig. 2.15 Varia�ia coeficientului de

umplere cu temperatura mediului

Fig. 2.16 Varia�ia coeficientului de umplere cu înc�lzirea amestecului

∆T

�

� � � � � � � ��

94

Temperatura gazelor reziduale influen�eaz� într-o m�sur� destul de mic� coeficientul de umplere (ηv=const.γrTr). Produsul γrTr are valori sc�zute, fapt explicabil prin compensarea dilat�rii înc�rc�turii proaspete datorit� înc�lzirii în contact cu gazele arse reziduale �i mic�or�rii volumului gazelor reziduale care, prin amestec, se r�cesc. Cantitatea de gaze reziduale influen�eaz� coeficientul de umplere pe dou� c�i: • ridic� temperatura fluidului proasp�t (�i deci temperatura Ta la finele cursei de

admisie); • mic�oreaz� volumul disponibil pentru fluidul proasp�t: la o cre�tere γr de la 0,1

la 0,3 temperatura cre�te aproximativ cu 800. Umiditatea Acest parametru de stare are influen�e antagoniste asupra umplerii. Suspensiile fine de ap� (cea��) se vaporizeaz� în canaliza�ii �i cilindru mic�orând temperaturile locale, favorizând astfel umplerea. Pe de alt� parte volumul ocupat de acestea (mai ales dac� apa este prezent� sub form� de vapori) conduce la mic�orarea spa�iului disponibil ce poate fi ocupat de amestecul proasp�t, ceea ce duce la o sc�dere a coeficientului de umplere. Aceast� tendin�� este predominant� �i deci odat� cu cre�terea umidit��ii aerului atmosferic umplerea se înr�ut��e�te. 2.2.3.2. Influen�a factorilor func�ionali Tura�ia influen�eaz� procesul de schimbare a gazelor, în condi�iile men�inerii invariabile a sarcinii, pe mai multe c�i. Experien�ele arat� c� odat� cu cre�terea lui n, atât pa cât �i ηv prezint� reduceri importante datorit� cre�terii pierderilor gazodinamice în sistemul de umplere. De asemenea presiunea în colectorul de evacuare cre�te cu p�tratul vitezei pistonului (vp ∼ n). O analiz� în detaliu a influen�elor generate de modificarea tura�iei �i impactul asupra randamentului umplerii scoate în eviden�� caracterul complex �i adesea contradictoriu al acestora. La cre�terea tura�iei n1>n2 (fig. 2.17) diagrama de pompaj se modific� deoarece scade timpul disponibil pentru umplerea �i golirea cilindrului, cre�te ξa, cre�te wa, �i scade coeficientul de debit prin sec�iunea oferit� de supap�; exist� îns� o dependen�� diferit� de cea teoretic� (fig. 2.18) datorit� faptului c� la tura�ii mici intervine fenomenul de curgere invers� a fluidului proasp�t din cilindru în colectorul de admisiune (fazele de distribu�ie nu sunt optime) ceea ce duce la cre�terea coeficientului gazelor reziduale.

Fig. 2.17 Influen�a tura�iei asupra schimbului de gaze

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

95

În privin�a transferului de c�ldur� din timpul admisiei, de la suprafe�ele calde ale motorului c�tre înc�rc�tura proasp�t�, tura�ia motorului intervine atât prin nivelul temperaturilor suprafe�elor de contact, cât �i prin timpul disponibil efectu�rii acestui transfer. La cre�terea tura�iei se m�re�te cantitatea de combustibil care

arde în cilindru în unitatea de timp, ceea ce duce la cre�terea temperaturilor suprafe�elor cilindrului . Pe de alt� parte, la cre�terea tura�iei, se mic�oreaz� timpul de contact dintre gazele proaspete �i pere�i, schimbul de c�ldur� din timpul umplerii este diminuat, �i pierderile termice se mic�oreaz�. Pe ansamblu, ponderea principal� revine tot pierderilor gazodinamice �i deci, cre�terea tura�iei conduce la mic�orarea randamentului umplerii (fig. 2.18). La tura�ii reduse se m�re�te pierderea de înc�rc�tur� prin spa�iile corespunz�toare jocurilor dintre segmen�i �i cilindru,

îndeosebi la motorul cu un grad mai avansat de uzur� . Tura�ia arborelui cotit, ca factor func�ional, poate influen�a procesul de evacuare a gazelor. La cre�terea tura�iei cre�te �i viteza medie a pistonului, cre�tere care provoac� m�rirea vitezei gazelor we, , ceea ce determin� m�rirea pierderilor gazodinamice ,element care conduce la cre�terea presiunii pr de la sfâr�itul evacu�rii for�ate. Varia�ia coeficientului de umplere func�ie de tura�ie (fig. 2.19) arat� c� valorile maxime corespund tura�iilor la care sunt realizate condi�iile optime ale schimbului de gaz (m�rirea tura�iei peste aceste valori duce la sc�derea ηv). Se poate observa de asemenea c� valorile lui ηv la MAC sunt mai mari decât la MAS datorit� rezisten�elor gazodinamice mai mici generate de lipsa carburatorului.

Sarcina

La MAC datorit� reglajului calitativ (fig. 2.20,a) (modificarea cantit��ii de combustibil injectat într-o cantitate relativ constant� de aer admis) varia�iile sarcinii nu influen�eaz� sensibil asupra umplerii decât indirect, prin modificarea regimului termic al motorului (odat� cu m�rirea sarcinii cre�te nivelul regimului termic al motorului, fluidul proasp�t se înc�lze�te mai intens în contact cu pere�ii fierbin�i, pierderile termice se amplific�, iar ηv scade).

Fig 2.18 Varia�ia coeficientului

de umplere cu tura�ia

Fig. 2.19 Varia�ia coeficientului de umplere cu tura�ia la diverse

sarcini

Fig. 2.20 Varia�ia coeficientului de

umplere cu sarcina

�

� � � � � � � ��

96

La MAS (fig. 2.20,b) - cu reglaj cantitativ �i formarea amestecului în exteriorul cilindrului - sarcina se modific� prin obturarea conductei de admisie ceea ce are ca efect umplerea incomplet� la sarcini par�iale (când admisia este obturat�). Cantitatea relativ� de gaze arse reziduale cre�te în aceste situa�ii contribuind la cre�terea pierderilor termice. La modificarea unghiului α al clapetei de obturare a carburatorului spre deschiderea maxim�, ηv cre�te (tendin�� contrar� MAC-urilor), �i la reducerea sarcinii coeficientul de umplere scade (limitând astfel �i tura�ia maxim�). La cre�terea sarcinii, când se men�ine constant� tura�ia arborelui cotit, cantitatea de gaze arse cre�te, datorit� cre�terii cantit��ii de combustibil introdus� în cilindru pentru fiecare ciclu. Cre�terea cantit��ii de gaze provoac� cre�terea vitezei de curgere a gazelor arse prin canale �i implicit m�rirea pierderilor gazodinamice (presiunea gazelor pr cre�te ceea ce determin� cre�terea cantit��ii de gaze reziduale. M�rirea sarcinii motorului provoac� �i cre�terea temperaturii medii a gazelor arse pân� la 625-875 K (fig. 2.21). Regimul termic Regimul termic al motorului poate influen�a randamentul umplerii prin majorarea pierderilor termice în cazul cre�terii regimului de temperatur� al acestuia. Valorile regimului termic sunt determinate de particularit��ile constructive �i func�ionale ale motorului (de asigurarea unei ungeri �i r�ciri bune, de jocurile necesare între diferitele piese aflate în contact). Regimul termic al motoarelor r�cite cu aer fiind mai ridicat decât al celor r�cite cu lichid, la toate celelalte condi�ii identice, valoarea lui ηv va fi mai redus� în primul caz . Tot ca urmare a modific�rii gradului de înc�lzire al fluidului proasp�t coeficientul de umplere m�surat în condi�ii de func�ionare a motorului (la “cald”) este cu 10% mai redus decât dac� acela�i motor este antrenat deci, dac� func�ioneaz� “la rece”. Pe ansamblu influen�a varia�iei normale a regimului termic al motorului este foarte redus� din punct de vedere cantitativ. Dozajul Dozajul exprim� propor�ia dintre combustibil �i aerul cu care acesta se afl� în amestec �i mai poate fi exprimat prin coeficientul de exces de aer:

tL

L=λ

unde: L - cantitatea de aer real� (aflat� în amestec) necesar� arderii a 1 Kg de combustibil; Lt - cantitatea de aer teoretic necesar� arderii complete a 1 Kg de combustibil.

Fig. 2.21 Varia�ia regimului termic cu sarcina motorului

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

97

Acest parametru influen�eaz� umplerea mai ales la MAS (cu carburator sau injec�ie de benzin�) prin dependen�ele dintre cantitatea de combustibil introdus� în amestec - c�ldura de vaporizare a acestuia �i randamentul volumetric). Ca urmare, prin îmbog��irea amestecului la MAS, se realizeaz� cre�terea puterii nu numai prin m�rirea vitezei de ardere (prin utilizarea unor combustibili superiori - cu CO ridicat ) dar �i prin îmbun�t��irea umplerii datorit� sc�derii temperaturilor înc�rc�turii în momentul vaporiz�rii combustibilului. Influen�a acestui parametru este foarte mic� în ansamblu pentru procesul de umplere în condi�ii normale, în compara�ie cu al�i parametri func�ionali (ex. tura�ia).

2.2.3.3. Influen�a factorilor constructivi

Raportul de comprimare

La cre�terea raportului de comprimare ε (dac� ceilal�i parametri r�mân neschimba�i) coeficientul de umplere ηv cre�te (datorit� sc�derii cantit��ii de gaze reziduale). Pe de alt� parte se înregistreaz�, odat� cu ridicarea lui ε o cre�tere a regimului termic (ca urmare a major�rii gradului de preînc�lzire a înc�rc�turii proaspete) �i deci o mic�orare a randamentului umplerii. Cele dou� tendin�e contrare determin� o varia�ie mic� a coeficientului de umplere func�ie de raportul de comprimare fig. 2.22.

Dimensiunea �i configura�ia sistemului de admisiune Sistemul de admisiune al motoarelor cu ardere intern� este particularizat func�ie de tipul de motor (MAS sau MAC), dispunerea cilindrilor, etc. Sistemul de umplere ce cuprinde toate elementele generale este cel ce echipeaz� MAS-urile. La MAC sistemul se simplific� prin lipsa carburatorului.

Sistemul de admisie la MAS4TNS este compus (fig. 2.23) din: filtrul de aer 1, carburatorul 2, colectorul de admisiune 3, canalul de admisiune din chiulas� 4, poarta supapei 5 �i supapa 6. Tot în acest sistem se includ organele distribu�iei (camele, care prin fazele de distribu�ie comand� momentele de deschidere �i închidere ale supapelor precum �i durata proceselor de schimb de gaze).Principalul deziderat al optimiz�rii traseului admisiei este reducerea pierderilor gazodinamice ξa. Filtrul de aer constituie o surs� de pierderi (deci de reducere a lui ηv) cu atât mai mari cu cât cre�te fine�ea filtr�rii �i cu cât evolueaz� în timp gradul de colmatare a elementului filtrant. Construc�iile moderne dispun de monitorizarea gradului de depreciere a

Fig. 2.22 Varia�ia coeficientului de umplere cu raportul de

comprimare

Fig. 2.23 Sistem admisie la MAS

�

� � � � � � � ��

98

calit��ilor elementului filtrant �i asigur�, prin avertizare, o corect� între�inere (schimbare) periodic� a acestuia. În anumite cazuri cutia filtrului de aer (sau colectorul de admisie) poate favoriza supraalimentarea acustic� (sonic�). Motoarele navale, func�ionând în medii lipsite în general de impurit��i mecanice (sala ma�ini), nu necesit� filtru de aer cu puritate mare de filtrare. Colectorul de admisiune are o influen�� mare asupra umplerii (mai ales la MAS). Pentru a asigur� acela�i grad de umplere tuturor cilindrilor lungimea drumului parcurs de fluidul de lucru trebuie s� fie aceea�i de la filtru la supapa de admisiune . Pentru motoarele de performan�� fiecare cilindru este alimentat separat (dispune de propriul filtru sau carburator -MAS-), ceea ce ridic� pre�ul agregatului �i complic� construc�ia. M�surile constructive ce optimizeaz� canaliza�ia de admisie se refer� la: m�rirea sec�iunilor de curgere (limitate de suprafa�a maxim� de schimb de c�ldur�) �i din considerentele ob�inerii unei viteze optime pentru vaporizarea �i transportul pic�turilor de benzin�, din difuzorul carburatorului în cilindri, la MAS), alegerea unor trasee cât mai simple �i mai scurte, realizarea unei zone de absorb�ie a c�ldurii de vaporizare la MAS (pata cald�) f�r� a diminua coeficientul de umplere, realizarea unor varia�ii de sec�iune cât mai mici. Execu�ia lungimii traseelor de admisiune trebuie proiectat� luând în considerare supraalimentarea iner�ial� care, în anumite condi�ii de tura�ie �i sarcin� atent alese, realizeaz� o umplere suplimentar� a cilindrului (prin dirijarea înc�rc�turii spre cilindru exact în momentul deschiderii orificiilor de distribu�ie) (fig. 2.24).

Realizarea unor rezonatoare cu incinte de volum reglabil (prin închiderea unor clapete comandate) poate l�rgi diapazonul aplicativ al acestor fenomene ondulatorii ale coloanei de gaz, care aduc un aport de fluid motor în cilindru prin m�suri constructive minimale. La MAS existen�a carburatorului pe traseul de admisiune implic� apari�ia unor rezisten�e gazodinamice importante. Grade de finisare sporite la interior (rugozit��i mici) ale pere�ilor �i racorduri cu raz� mare ale traseelor de admisiune determin� sc�deri importante ale rezisten�elor gazodinamice �i cre�teri ale coeficientului de umplere. La MAC restric�iile privind construc�ia sistemului de admisie sunt mai pu�in severe. Nefiind necesar transportul unor pic�turi de combustibil sec�iunile transversale se dimensioneaz� larg în unele cazuri renun�ându-se la colectorul de admisie comun (înl�turând interferen�a undelor de presiune în poarta supapelor).

Fig. 2.24 Influen�a undelor de presiune asupra coeficientului de umplere

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

99

Supapa de admisiune este responsabil� de pân� la 80% din totalul pierderilor pe traseul de umplere (de aceea uneori pentru simplificare se consider� unica pierdere gazodinamic� din sistem). M�rirea diametrului supapei (cre�terea num�rului supapelor) majorarea în�l�imii de ridicare a acesteia de pe scaun (cu considerarea for�elor de iner�ie �i impact sporite) determin� îmbun�t��irea coeficientului de umplere.

Alegerea judicioas� a unghiului de a�ezare θ a supapei pe scaunul s�u (fig. 2.25), evitarea unor unghiuri ce nu permit o a�ezare corect� a supapei (cazul a) �i o deviere minim� a curentului de fluid sunt alte elemente aflate la dispozi�ia speciali�tilor pentru îmbun�t��irea umplerii (cazul b optim).

Aria sec�iunii orificiului de admisie (respectiv de evacuare) pentru curgerea gazelor se determin� din m�rimea suprafe�ei laterale a trunchiului de con, care se formeaz� între suprafa�a de etan�are a talerului �i scaunul supapei. M�rimea acestei suprafe�e se poate determina cu rela�ia: fa = πdh cosθ (2.37) unde: d - diametrul mediu al talerului supapei; h - în�l�imea medie de ridicare a supapei la un anumit unghi de rota�ie a arborelui de distribu�ie, care corespunde cu durata deschiderii supapei; θ - unghiul de înclinare a talerului supapei fa�� de un plan orizontal. Înlocuind expresia diametrului mediu d = d0+ h cosθ sinθ = d0+h/2 (sin2θ) (2.38) se ob�ine: fa = πh [d0+h/2 (sin2θ)] (2.39) Pentru a calcula în�l�imea de ridicare a supapei h trebuie s� se cunoasc� curba de varia�ie a acesteia în func�ie de unghiul de rota�ie a arborelui de distribu�ie . În acest fel, aria orificiului de admisie (respectiv de evacuare) se poate stabili în func�ie de diametrul acestuia �i de în�l�imea medie de ridicare a supapei, care depinde de fazele de distribu�ie. Ca parametru de compara�ie a sec�iunii de trecere oferit� de supap� se consider� sec�iunea medie relativ� de trecere (sec�iunea litric�) fmr a supapei:

s

ammr V

ff = (2.40)

unde: fam - sec�iunea medie absolut� de trecere a supapei de admisie .

Fig. 2.25 Variante constructive ale supapei de admisie

�

� � � � � � � ��

100

Pentru a compensa influen�a negativ� a cre�terii tura�iei asupra presiunii pa sec�iunea litric� se m�re�te în aceea�i propor�ie cu tura�ia (fig. 2.26). În�l�imea relativ� maxim� de ridicare a supapei hmax/d0(unde: hmax - în�l�imea maxim� de ridicare a supapei �i d0 -diametrul conductei de admisiune) de�i influen�eaz� direct sec�iunea litric�, variaz� în limite restrânse (0,22...0,28) -pentru limita superioar� existând constrângeri importante mecanice �i gazodinamice. Astfel, d0 fiind limitat, m�rirea în�l�imii relative înseamn� sporirea lui hmax ceea ce conduce la cre�terea propor�ional� a accelera�iei supapei, cu consecin�e de uzur� asupra camei (hmax se limiteaz� aproximativ la 1/4 din d0). Cu aceast� condi�ie hmax este de 6...9 mm la MAS (alezaje sub 100 mm) �i 10...14 mm la MAC (alezaje peste 100 mm); la prima clas� de motoare, accelera�iile maxime ale supapei ajung la motoarele de serie, la 3000...6000 m/s2; la a doua clas� de motoare la 1000...2000 m/s2(deoarece accelera�iile sunt propor�ionale cu p�tratul tura�iei). Cursa pistonului (S) este subordonat� numai în parte cerin�elor de sec�iune litric�. Motoarele care au cursa scurt� au sec�iunea litric� fmr mai mare, ceea ce explic�, par�ial, tendin�a de a reduce cursa la motoarele cu tura�ii foarte ridicate. La MAC (cu camere unitare) se impune realizarea unei mi�c�ri organizate a aerului în scopul unei mai bune amestec�ri a acestuia cu combustibilul. Pentru realizarea acestor turbulen�e (chiar cu riscul unor pierderi gazodinamice suplimentare) se realizeaz� construc�ii adecvate ale canalului (form� spiral� tangen�ial� fig. 2.27,a) sau ale supapei (supap� cu ecran fig. 2.27,b). Mi�carea de turbionare ob�inut� se men�ine pe parcursul form�rii amestecului �i are efecte benefice asupra desf��ur�rii procesului de ardere. Dimensiunea �i configura�ia traseului de evacuare Pe parcursul evacu�rii apar pierderi de presiune (gazodinamice) ∆pr astfel încât pr>p0. Pierderile de presiune apar la nivelul fiec�rei componente a sistemului de evacuare (fig. 2.28). Considerând regimul de curgere sta�ionar al gazelor arse prin sistemul de evacuare, acesta va fi înso�it de pierderile gazodinamice: pr = p0+ ∆pr (2.41) ∆pr = ∆pr1 + ∆pr2 + ∆pr3 unde: ∆pr1 - pierderile de presiune în sec�iunea oferit� de supapa de evacuare SE �i canalele de evacuare (se pot determina ca �i pierderile de presiune prin sec�iunea oferit� de SA, folosind ecua�ia lui Bernoulli);

Fig. 2.26 Varia�ia presiunii de admisie (a) �i a sec�iunii litrice (b) func�ie de tura�ie

Fig. 2.27 Generarea turbionarii înc�rc�turii

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

101

∆pr2 - pierderile de presiune în colectorul de evacuare �i tubulatura de evacuare a gazelor arse; ∆pr3 - pierderile de presiune în dispozitivele speciale ale instala�iei de evacuare a gazelor arse (amortizor de zgomot, turbin� de gaze arse evacuate în cazul MAC supraalimentat cu turbin� cu gaze, cazan recuperator al c�ldurii din gazele arse evacuate, sting�tor de scântei, etc).

2

2

merr f

nkp =∆ (2.42)

unde: kr este o constant�, iar fme sec�iunea medie a orificiului SE. Se constat� c� la m�rirea tura�iei presiunea de evacuare cre�te, ca urmare a cre�terii rezisten�elor gazodinamice.

În general supapa �i canalul de evacuare din chiulas� ridic� acelea�i probleme ca �i cele de admisie. Trebuie amintit c� ∆pr1 reprezint� cea mai important� rezisten�� gazodinamic� local�, de aceea, pentru simplificare, de multe ori, aceasta se consider� singura rezisten�� gazodinamic� din sistem. Pentru mic�orarea acestei rezisten�e, exist� acelea�i posibilit��i �i acelea�i restric�ii discutate în leg�tur� cu supapa de admisie. Condi�iile evacu�rii sunt îns� mult mai favorabile curgerii gazelor decât condi�iile umplerii, datorit� diferen�elor mari de presiune, în special pe prima por�iune a procesului (evacuarea liber�) când cca. 70...80 % din cantitatea de gaze arse p�r�sesc cilindrul. De aceea, spa�iul disponibil pentru amplasarea supapelor este folosit cu prec�dere pentru supapa de admisie în detrimentul celei de evacuare. Aceast� dimensionare inegal� se observ� la toate motoarele moderne unde diametrul supapei de evacuare este mai mic decât al supapei de admisie, uneori chiar în�l�imea maxim� de ridicare fiind mai redus� (f�r� repercursiuni asupra evacu�rii). Colectorul �i conductele de evacuare ridic� mai pu�ine probleme decât cel de admisie datorit� func�iunii simplificate a sistemului de evacuare, pentru care nu se limiteaz� vitezele minime de curgere a gazelor (din condi�ia realiz�rii portan�ei necesare transportului unor particule). De aceea, sec�iunile transversale ale

Fig. 2.28 Sistemul de evacuare la MAI4T

�

� � � � � � � ��

102

canalelor sistemului de evacuare, indiferent de zon�, sunt sensibil mai mari decât acelea de la sistemul de admisie, configura�ia acestuia fiind mai simpl�. Pentru a utiliza favorabil propagarea undelor de presiune în vederea ob�inerii unei evacu�ri cu caracter de ejec�ie, se obi�nuie�te ca fiecare cilindru s� posede o ramifica�ie proprie de lungime considerabil�, iar toate ramifica�iile s� se uneasc� cât mai departe de motor. La motoarele care intr� în complexul instala�iei de propulsie naval�, lungimea traseului conductelor de evacuare poate s� fie mare, în unele cazuri ajungând pân� la 30m. Pentru lungimi normale ale conductei de evacuare pierderea total� ∆pr2 nu trebuie s� dep��easc� 150...200 mm coloan� de ap�. M�rimea vitezei medii a gazelor prin colectorul �i conducta de evacuare depinde de tipul motorului (we=20...70 m/s, la MAC lente �i semirapide; we=60...120 m/s la MAC supraalimentate). Cre�terea contrapresiunii, la baza conductei de evacuare, are implica�ii defavorabile asupra func�ion�rii motorului. Reducerea pierderilor de presiune se poate ob�ine, prin reducerea vitezei de curgere a gazelor we �i prin realizarea tuturor elementelor constructive ale traseului, astfel ca rezisten�ele locale ale acestora s� fie minime. Amortizorul de zgomot (sau recuperatorul) introduce rezisten�e gazodinamice ∆pr3 cu atât mai mari cu cât construc�ia sa este mai complex�. Realizarea constructiv� a acestora trebuie s� constituie un compromis între nivelul de zgomot (cantitatea de c�ldur� recuperat�) �i efectele asupra puterii �i economicit��ii motorului. La motoarele policilindrice, conductele de admisie �i evacuare au inevitabil coturi �i lungimi diferite. Încerc�ri experimentale cu un motor cu 6 cilindri au ar�tat o cre�tere a coeficientului ηv la cilindrii extremi cu conduct� mai lung�. Cifrele de curgere nu sunt reproductibile de la cilindru la cilindru uneori gradul de dispersie fiind de pân� la 20 % (func�ie de regimul de func�ionare �i factorii constructivi), ceea ce duce la o umplere neuniform� a cilindrilor. Alegerea ordinii de aprindere corecte �i a arhitecturii colectoarelor poate influen�a mult regimul de presiuni din conducte deci implicit coeficientul de umplere �i coeficientul gazelor reziduale.

Influen�a fazelor de distribu�ie Un deosebit impact asupra procesului de schimbare a gazului îl are, la modificarea tura�iei, m�rimea cotelor de reglaj ale umplerii (α2, α4) �i evacu�rii (α1, α3); fig. 2.3 - realizate din proiectare pentru un regim unic (optim) de func�ionare a motorului. Abaterea de la acest regim înseamn� pentru agregatul termic o înr�ut��ire a umplerii �i evacu�rii. Pentru un anumit regim de tura�ie n1 (fig. 2.29,a) la care ηv este maxim supapa de admisie se închide în punctul 1, la presiunea p1 la care efectul iner�ional înceteaz�) egal�, cu presiunea atmosferic� (pentru simplificare). Pentru tura�ia n2>n1, la aceea�i sarcin�, diagrama de pompaj se modific� astfel încât la

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

103

închiderea supapei de admisie 1'1 pp < (perioada de postumplere se scurteaz�, înr�ut��ind umplerea). Pentru o postumplere eficient� supapa trebuie s� se închid� mai târziu, în punctul 2. În cazul n3<n1 diagrama de pompaj se modific� în sens invers, 1''1 pp > , deci spre sfâr�itul procesului de umplere are loc refularea înc�rc�turii în exterior. Pentru preîntâmpinarea acestui fenomen supapa de admisie trebuie s� se închid� mai devreme, în punctul 3. Figura 2.29,b arat� varia�ia unghiului de închidere a supapei de admisie func�ie de coeficientul de umplere, iar fig. 2.29,c varia�ia ηv func�ie de tura�ii diferite pentru trei reglaje diferite α43 < α41< α42.

Dac� întârzierea la închiderea admisiei ar fi variabil� cu tura�ia, astfel încât fiec�rei tura�ii s�-i corespund� reglajul optim, s-ar ob�ine o varia�ie a randamentului umplerii numai ca efect al pierderilor gazodinamice, curba înscriindu-se pe punctele de maxim (ηvmax) ale curbelor corespunz�toare reglajelor particulare. Deschiderea cu avans a supapei de admisie fa�� de p.m.s. α2 are un efect mai mic în func�ionare (decât închiderea acesteia α4) �i optimizarea acestui unghi se realizeaz� prin compromis cu celelalte valori de reglaj ale schimb�rii gazelor, la un regim unic, astfel încât s� se asigure începerea umplerii cu fluid proasp�t imediat ce presiunea din cilindru a devenit mai mic� decât cea din colectorul de admisie (la o sec�iune de trecere cât mai mare pe sub supapa de admisie). Analiza influen�ei tura�iei motorului asupra randamentului umplerii η v, func�ie de pozi�ionarea unghiurilor de reglaj ale evacu�rii α1, α3 se face pe fig. 2.29,a. Influen�a predominant� o exercit� întârzierea la închiderea supapelor de evacuare, care are implica�ii în majorarea (la optim) efectului de ejec�ie creat de masa gazelor evacuate în mi�care. Pentru o tura�ie n2>n1, întârzierea la evacuare α3(2) (punctul e’’ fig. 2.29,a) trebuie s� fie mai mare decât α3(1) (punctul e’) ∆îse2>∆îse1 ca urmare a faptului c� la tura�ie mai mare, energia de curgere a gazelor este mai mare �i evacuarea se poate prelungi mult dup� ce presiunea coboar� sub presiunea corespunz�toare punctului e’

2. Dac� se men�ine aceea�i întârziere (e’) la evacuare (∆îse1) la regimul n2, în cilindrul motorului va fi re�inut� o cantitate de gaze reziduale mai mare �i postevacuarea nu va avea efectul maxim, (ca atunci când s-ar fi prelungit pentru tura�ia n2 pân� în e”). Criteriul de optimizare este legat de îse în momentul anul�rii

Fig. 2.29 Influen�a închiderii supapei asupra schimbului de gaze

�

� � � � � � � ��

104

vitezei gazelor prin supapa de evacuare, orice abatere conducând la o evacuare ineficient�. Fenomene dinamice în conducte Procesele de schimb de gaze sunt înso�ite de propagarea unor unde de presiune atât în sistemul de admisie cât �i în sistemul de evacuare, ce apar ca urmare a iner�iei coloanei de gaz din conducte (fenomene iner�iale) �i a elasticit��ii acesteia (fenomene ondulatorii). Aceste fenomene reliefeaz� condi�ionarea reciproc� a celor dou� procese (evacuare - admisie); ele apar ca urmare a varia�iei periodice a sec�iunilor de curgere �i a mi�c�rii pistonului, depinzând de factorii de stare, func�ionali (mai ales tura�ia) �i constructivi (arhitectura, rugozitatea, lungimea �i natura materialului colectoarelor �i traseelor prin care este condus gazul). 1. Fenomenele dinamice pot fi utilizate în anumite condi�ii pentru îmbun�t��irea umplerii ob�inându-se a�a numita supraalimentare f�r� suflant� (prin realizarea în poarta supapei de admisie a unei cre�teri de presiune ce intensific� postumplerea). Metoda se bazeaz� pe principiul rezonan�ei coloanei de înc�rc�tur� din colectorul de admisie �i pe efectul de împingere a înc�rc�turii c�tre sfâr�itul procesului de admisie. Fenomenele dinamice care apar în sistemul de admisie, în timpul func�ion�rii motorului, au aceea�i natur� fizic� cu vibra�iile acustice, de aceea supraalimentarea realizat� în acest mod este cunoscut� sub denumirea de supraalimentare acustic�. La deschiderea supapei de admisie se presupune c� gazele au o vitez� nul� (fig. 2.30,a); la deplasarea pistonului spre p.m.i. (b), odat� cu p�trunderea înc�rc�turii în cilindru are loc propagarea unei unde de presiune dinspre cilindru spre conduct�, care se va reflecta la cap�tul acesteia (c). Dac� unda reflectat� g�se�te supapa deschis� atunci în perioada de postumplere cilindrul se umple cu o înc�rc�tur� proasp�t� suplimentar� (d). Imediat, supapa de admisie trebuie s� se închid�, pentru a nu permite undei de presiune s� creeze un curent de înc�rc�tur� dinspre cilindru spre exterior (producând astfel refularea înc�rc�turii). Procesul continu� �i dup� închiderea SA �i prin controlul asupra factorilor de influen��, acesta poate fi modelat astfel încât în momentul de deschidere, unda de presiune s� fie prezent� (pentru un anumit regim) în poarta supapei de admisie (η v >). 2. Fenomenele dinamice pot contribui la îmbun�t��irea evacuarii prin realizarea unei depresiuni în poarta supapei de evacuare spre sfâr�itul procesului, ceea ce u�ureaz� îndep�rtarea gazelor arse.

Fig. 2.30 Propagarea undelor de presiune în timpul

admisiei

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

105

Deschiderea SE genereaz� un tren de unde cu caracter dependent de caracteristicile constructive ale sistemului de evacuare precum �i de tura�ia motorului (fig. 2.31). Dac� spre sfâr�itul evacu�rii unda de presiune are amplitudine mic�, atunci presiunea gazelor în cilindru va fi mai mic� (fig. 2.31,a), iar umplerea efectiv� va putea începe la scurt timp dup� începutul cursei de admisie (îu). Dac� la sfâr�itul evacu�rii amplitudinea undei de presiune a gazelor va fi mai mare, atunci presiunea din cilindru dup� evacuare, va r�mâne mare (fig. 2.31,b), �i se va m�ri cantitatea de gaze reziduale (η v <). În afara influen�ei ar�tate a undelor de presiune din sistemul de evacuare asupra schimbului de gaze, caracterul ondulatoriu al presiunii din cilindru în timpul

umplerii este datorat �i oscila�iilor presiunii gazelor din sistemul de admisie. Desf��urarea pulsatorie a procesului de schimb de gaze poate fi urm�rit� �i în paragrafele anterioare ce trateaz� influen�a arhitecturii �i dimension�rii canaliza�iilor de umplere �i evacuare.

Dimensiunea cilindrului

În procesul admisiei normale la MAI4TNS influen�a dimensiunii cilindrului asupra pierderilor termice �i gazodinamice se urm�re�te în cadrul unor condi�ii de similitudine. Doi cilindri sunt similari geometric dac� au toate caracteristicile de form� identice, unul dintre ei fiind modelul m�rit la o anumit� scar� (dimensional�) a celuilalt. (fig. 2.32)

12

s2

1

2

1

2

1

2

1

DD

1Kdd

HH

SS

DD

>

>==== (2.43)

Raportul suprafe�elor - timp specifice de contact ale gazelor proaspete cu pere�ii cilindrului, în cele dou� cazuri (1,2), la un moment dat este:

��

�

�

��

�

�

+

��

�

�

��

�

�

+=

��

�

�

��

�

�

��

�

�

��

�

�=

2H4

22D

2H2D4

22D2

/

1H4

21D

1H1D4

21D2

2V2A

/1V1A

t π

ππ

π

ππ

σ (2.44)

Fig. 2.31 Influen�a undelor de presiune a gazelor din sistemul de evacuare

asupra procesului de umplere a cilindrului

Fig.2.32 Cilindri asemenea

�

� � � � � � � ��

106

1sK

1

2H2D2H42D2

/

2H2D2sK

2HsK42DsK2t <=

��

�

�

��

�

� ++=σ (2.45)

În condi�iile similitudinii geometrice ale cilindrilor cu p�strarea neschimbat� a tura�iei, pierderile termice cauzate de înc�lzirea gazelor proaspete la contactul cu pere�ii cilindrului scad, datorit� mic�or�rii suprafe�ei relative de r�cire pe m�sura cre�terii dimensiunilor acestuia (umplerea va fi mai bun�, (ηv>) în acelea�i condi�ii, la cilindrul cu diametru mai mare D1). Pentru stabilirea influen�ei m�rimii cilindrului asupra pierderilor gazodinamice ale umplerii (evacu�rii) se consider� c� acestea depind de vitezele medii de trecere ale gazului prin sec�iunile aferente supapelor (fig. 2.32): wa(e) fm a(e) = kp wp m Ap (2.46) unde: wa(e) - viteza medie de curgere a înc�rc�turii proaspete (arse) pe sub supap�; fma(e) - sec�iunea medie de trecere pe sub supapa de admisie (evacuare) = const; fma(e) = const. D1,2 h1,2 (2.47) wpm - viteza medie de deplasare a pistonului (în cursa de aspira�ie sau de evacuare for�at�); wpm = const. S1,2 n1,2 (2.48) Ap - sec�iunea transversal� a pistonului; Ap = const. D1,2

2 (2.49) kp - coeficient având valoarea 1 pentru admisie �i 0,3 pentru evacuare (caz în care se �ine seama de cantitatea de gaze arse care se elimin� în perioada evacu�rii for�ate); n1,2 - tura�ia motorului având alezajul D1 respectiv D2; h1,2 - în�l�imea medie de ridicare a supapei de pe sediu. Raportând vitezele de curgere a gazului prin sec�iunile aferente pentru motorul 1 �i cel similar 2, rezult�:

s

22

22

22

11

21

11

2a

1aw K

hdD

nS.const

hdD

nS.const

w

w===σ (2.50)

În cazul similitudinii geometrice cu cre�terea dimensiunilor cilindrului cre�te �i viteza de curgere a gazului, ceea ce duce la sc�derea calit��ii schimbului de gaze (ηv scade, γr cre�te).

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

107

Men�inerea neschimbat� a tura�iei nu este posibil� la cre�terea dimensiunilor cilindrului din cauza cre�terii maselor aflate în mi�care. Apare ca necesar�, pentru limitarea for�elor de iner�ie, men�inerea neschimbat� a vitezei medii de deplasare a pistonului (umplerea �i evacuarea nemaifiind influen�ate de dimensiunea cilindrului).

1K1

SS

nn

30nS

30

nS

s2

1

2

12211 <=== (2.51)

Deci în cazul unui motor m�rit la scara Ks, tura�ia arborelui cotit va fi redus� cu acela�i factor. Motoarele navale au de regul� diametre ale cilindrilor mai mari �i tura�ii mai mici decât cele de trac�iune rutier�. Arhitectura camerei de ardere Acest factor joac� un rol deosebit în determinarea direc�ion�rii �i controlului sec�iunii de trecere a fluxului de gaze atât la admisie cât �i la evacuare. Dup� dispunerea supapelor (fig. 2.33) camerele de ardere se împart în camere de ardere cu supape laterale (L sau T) (a,b), camere de ardere cu supape în chiulas� (c,d,e) �i camere de ardere mixte (f).

La camerele de ardere în T (a) �i L (b) din cauza sec�iunilor reduse de curgere �i a devierii curentului cu aproape 1800 se înregistreaz� cele mai mari pierderi, mai ales la tura�ii ridicate. Constructiv sunt mai simple, antrenarea supapelor nu necesit� arbore de distribu�ie sau ramp� de culbutori în chiulas�, uzinajul chiulasei fiind minim (la camerele de ardere în L ambele supape sunt pe aceea�i parte fiind necesar un singur arbore de distribu�ie, la motoarele în T exist� doi arbori de distribu�ie, unul pentru admisie �i cel�lalt pentru evacuare). Actualmente aceste tipuri de camer� au fost abandonate.

Fig. 2.33 Tipuri de camere de ardere

�

� � � � � � � ��

108

Camerele de ardere cu supape plasate în capul cilindrului (c,d,e) sunt majoritare pe motoarele actuale în 4 timpi. Chiar dac� necesit� ac�ionare din chiulas� (mai complex�) ele ofer� cel mai bun raport uzinaj - performan�e. Ac�ionarea supapelor se face fie direct cu ajutorul axelor cu came montate în chiulas�, fie cu ajutorul culbutorilor (uneori tije împing�toare - tachet) când axa cu came nu se g�se�te neap�rat în chiulas� (antrenarea acesteia realizându-se mai simplu cu angrenaje sau lan� mai scurt). Pentru reducerea pierderilor se poate realiza varianta de culbutor dublu, ce atac� simultan 2 supape (de acela�i fel), distribu�ia gazului efectuându-se prin 4 supape pe cilindru (2 admisie - 2 evacuare), sec�iunile de trecere fiind mult mai mari pe aceea�i suprafa�� disponibil� Ap=π D2 /4. Cercet�rile actuale se îndreapt� spre varianta în care deschiderea celei de a doua grupe de supape s� poat� fi realizate numai la anumite regimuri pentru a p�stra viteza gazului în conducte �i efectele iner�ionale aferente. Amplasarea supapelor înclinat în chiulas� (d) duce la m�rirea suprafe�ei de trecere a gazului (prin majorarea diametrului supapei), dar �i la complica�ii constructive din punct de vedere al ac�ion�rii camelor. La fel �i la varianta dispunerii supapelor în chiulas� de tip acoperi� (e) ce ofer� cele mai mari sec�iuni de curgere pentru camerele de ardere cu supape în chiulas�. Camera de ardere cu supap� de umplere în chiulas� �i supap� de evacuare amplasate lateral are avantaje din punct de vedere gazodinamic, dar complexitatea mecanismului de comand� al supapelor limiteaz� deocamdat� extinderea sa. Tendin�a actual� este de a crea camere de ardere compacte având în vedere c� îmbun�t��irea umplerii depinde indirect de pierderile termice care sunt mai mici în spa�ii reduse.

Tipul mecanismului Variantele de distribu�ie cu sertare sferice, tronconice sau cu supape admisie evacuare concentrice (fig. 3.34) sunt înc� în faza de prototip cu implica�ii majore în implementarea tehnologic� sau de fiabilitate. Testele confirm� reducerea factorilor poluan�i, a zgomotului �i cre�terea coeficientului de umplere ηv.

Mecanismul biel� - manivel� Crearea unui mecanism care s� ofere posibilitatea apropierii pistonului de p.m.s. mai mult în cursa de evacuare for�at� decât în cursa de comprimare (la raportul ε) este actualmente în studiu (fig. 2.35) �i în ciuda unei complexit��i aparente, se pare c� va constitui o alternativ� viabil� pentru limitarea valorii coeficientului gazelor arse reziduale �i cre�terea randamentului volumetric.

Fig. 2.34 Distribu�ie cu supape concentrice

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

109

Natura pere�ilor Materialul ce intr� în componen�a spa�iului destinat proceselor de schimb de gaze î�i exercit� influen�a prin coeficientul de conductibilitate termic�. Cu cât se utilizeaz� materiale ce duc la un transfer mai rapid de c�ldur� spre fluidul de r�cire sau exterior cu atât temperatura suprafe�elor este mai mic� (toate celelalte condi�ii amânând constante) �i umplerea se îmbun�t��e�te. Tendin�e de înlocuire a pistoanelor de font� cu pistoane de aluminiu (mai u�oare �i cu o conductibilitate mai mare) poate duce la cre�teri ale coeficientului de umplere de pân� la 10 %.

2.3. Procesele de schimbare a gazelor la MAI2T navale

Motorul în doi timpi se deosebe�te de motorul în patru timpi prin faptul c� ciclul de lucru (diagrama indicat�), se realizeaz� pe parcursul unei singure rota�ii a arborelui cotit sau a dou� curse ale pistonului. Analizând termodinamic ciclul motoarelor cu ardere intern� în patru timpi se poate observa c� pentru a realiza performan�e de putere �i economicitate, doar doi din cei patru timpi ai unui motor necesit� deplas�ri mari ale pistonului: comprimarea prealabil� a înc�rc�turii proaspete, ce asigur� o valoare ridicat� a randamentului termic �i destinderea gazelor de ardere, ce permite ob�inerea unui lucru mecanic util. Pentru a se ob�ine majorarea puterii pe unitatea de cilindree, reducerea num�rului de timpi se poate realiza numai eliminând cursele de admisiune normal� �i evacuare for�at�. Pentru a implementa aceast� solu�ie în practic� este necesar ca func�ia de pomp� pe care o îndepline�te pistonul unui motor în patru timpi s� fie realizat� de o instala�ie special� de pompaj; de aceea motoarele în doi timpi sunt prev�zute cu agregate suplimentare, care asigur� umplerea for�at� a cilindrului, deci supraalimentarea va fi prezent� la MAI2T indiferent de tipul constructiv. De�i la prima vedere faptul c� desf��urarea întregului ciclu motor în dou� curse ale pistonului (în loc de patru ca la MAI4T) ar trebui s� duc� la dublarea puterii motorului (dac� toate celelalte condi�ii r�mân neschimbate), experien�ele arat� c� aceast� cre�tere este de maxim 70%. Explica�ia const� în existen�a frac�iunii din cursa activ� a pistonului (spre p.m.i.) dedicat� evacu�rii gazelor arse �i umplerii cilindrului cu înc�rc�tur� proasp�t�. Scurtarea cursei duce deci la mic�orarea corespunz�toare a puterii motorului.

2.3.1. Particularit��ile procesului de schimbare a gazelor la motoarele cu ardere intern� în doi timpi ( MAI2T )

Preluarea pompajului de o instala�ie anex�, ce asigur� introducerea înc�rc�turii proaspete for�at în cilindru, permite simplificarea constructiv� a motoarelor în doi timpi. Astfel, distribu�ia prin supape se poate înlocui cu o

Fig. 2.35 Motor cu raport de comprimare ciclic variabil

�

� � � � � � � ��

110

distribu�ie prin ferestre (orificii, fante sau lumini) practicate în peretele cilindrului, în zona p.m.i., ce sunt deschise sau închise chiar de c�tre pistonul în mi�care. Cilindrul comunic� deci prin ferestre de baleiaj (fb) cu colectorul de admisie (baleiaj) �i prin ferestrele de evacuare(fe) cu colectorul de evacuare. Pentru procesul de schimbare a gazelor la MAI2T se afecteaz� frac�iuni din cursele de destindere �i comprimare echivalând cu 120-170°RAC (în jurul p.m.i.) timp mult mai scurt decât în cazul MAI4T (400-460°RAC). Cea mai simpl� variant� a motorului în doi timpi utilizeaz� partea inferioar� a pistonului pentru ridicarea presiunii înc�rc�turii proaspete. Carterul motorului în acest caz este închis etan� pe toate p�r�ile �i formeaz� cu partea inferioar� a pistonului o pomp� de sp�lare. El este realizat în a�a-numitul sistem cu trei canale. Distribu�ia gazelor se face de însu�i pistonul de lucru, care acoper� �i las� liber în drumul s�u ferestrele ce se g�sesc pe mantaua cilindrului. Diagrama de distribu�ie a motorului în doi timpi apare diferit în compara�ie cu MAI4T (fig. 2.36). Pentru ca înc�rc�tura proasp�t� s� poat� p�trunde în cilindru, presiunea acesteia (ps) trebuie s� fie mai mare decât a gazelor din cilindru �i deci ferestrele de evacuare vor trebui deschise înaintea celor de umplere (baleiaj) (fe>fb). Direc�ia imprimat� curentului de gaze proaspete trebuie astfel modelat� încât acesta p�trunzând prin fereastra de baleiaj (fb) s� împing� gazele arse r�mase afar� din cilindru pe întreaga perioad� de deschidere a fb. În cursa c�tre p.m.i., la sfâr�itul destinderii, pistonul deschide ferestrele de evacuare (dfe), evacuarea realizându-se sub ac�iunea presiunii ridicate din cilindru; pistonul deschide apoi, în cursa sa descendent�, ferestrele de baleiaj (dfb), fluidul motor p�trunde în cilindru �i ocup� întreaga incint� efectuând în acela�i timp �i cur��irea volumului interior de gaze arse r�mase în urma evacu�rii. La cursa spre p.m.s. se închid ferestrele de baleiaj (îfb), apoi cele de evacuare (îfe).Pistonul în cursa sa ascendent� comprim� mai departe gazele proaspete în partea de deasupra �i produce o depresiune dedesubtul s�u în carter; când se apropie de p.m.s., cu bordul s�u inferior, deschide fereastra de admisie în incinta carterului, în punctul dp (deschidere pomp�). În carter fiind depresiune, fluidul motor proasp�t p�trunde prin conducta de admisie �i fereastra pompei. Pistonul comprim� mai departe cu fa�a sa superioar� gazele, care parcurg procesul de ardere odat� cu începutul injec�iei sau comanda scânteii �i împing pistonul în jos, întocmai ca în cursa motoare de la motoarele în patru timpi. Când bordul inferior al pistonului ajunge în îp (închidere pomp�), fereastra de baleiaj în pomp� este închis� �i gazele proaspete sunt comprimate în carter, pentru a fi apoi împinse prin ferestrele de baleiaj în cilindru, dup� debutul evacu�rii. Motoarele în doi timpi la care baleiajul nu se realizeaz� prin carter sunt lipsite de fereastra de comunicare cu carterul, în schimb, beneficiaz� de aportul fluidului proasp�t sub presiune generat de un dispozitiv de supraalimentare.

Fig. 2.36 Fazele de distribu�ie la MAI2T

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

111

2.3.2. Diagrama de baleiaj �i fazele distribu�iei la MAI2T

Pe diagrama de baleiaj (fig. 2.37) procesul de baleiaj poate fi împ�r�it în trei faze: • faza 1 - evacuarea liber� sau sc�parea, se realizeaz� sub ac�iunea diferen�ei

de presiune a gazelor din cilindru �i a mediului înconjur�tor în perioada destinderii anticipate de evacuare;

• faza 2 - evacuarea for�at� �i umplerea sau baleiajul, proces ce are loc prin dislocarea gazelor arse de c�tre înc�rc�tura proasp�t� comprimat� în prealabil, în perioada deschiderii ferestrelor de baleiaj;

• faza 3 - postevacuarea sau postumplerea (baleiajul suplimentar), ultima faz� a procesului de schimbare a gazelor care depinde de diagrama de distribu�ie (simetric� sau asimetric�).

Faza 1 (evacuarea liber�) (fig. 2.37) începe în momentul deschiderii ferestrelor de evacuare (dfe) (sau supapelor de evacuare la unele construc�ii) �i dureaz� pân� la atingerea presiunii minime în cilindru (m). Pe parcursul acestei faze, la sc�derea presiunii sub valoarea pbal în (îu) începe p�trunderea înc�rc�turii

în cilindru. Ca urmare a diferen�ei de presiune (pdfe-pr) în aceast� perioad� se elimin� din cilindru cca. 60% din cantitatea total� de gaze arse. Pe parcursul acestei faze procesele de evacuare �i umplere se suprapun (având în vedere c� ambele ferestre se deschid pân� la atingerea punctului m). Experien�a arat� totodat� c� eficien�a maxim� a procesului de baleiaj se ob�ine atunci când presiunea din cilindru la deschiderea ferestrelor de baleiaj (dfb) se afl� într-un anumit raport fa�� de presiunea dat� de pompa de baleiaj (ps), numit raport ini�ial de baleiaj :

1p

pR

s

dfbb >= (2.52)

Fig. 2.37 Diagrama de baleiaj

�

� � � � � � � ��

112

Dup� vitezele de curgere a gazelor arse prima faz� (I) se împarte în dou� perioade (fig. 2.37). 1 - Prima perioad� (I’) corespunde intervalului de timp ce trece din momentul când se deschid ferestrele de evacuare (dfe) �i pân� în momentul când raportul dintre presiunea pr din colectorul de evacuare �i presiunea pdfe a gazelor arse din cilindru, egaleaz� raportul lor critic în punctul k.

1x

1

cr

rbcritic 1x

2pp

R−

��

��

�

+=��

�

��

�= (2.53)

Deoarece presiunea gazelor din cilindru în punctul dfe (pdfe), variaz� la motoarele actuale în limitele 3÷6 bari, iar presiunea gazelor din colectorul de evacuare pr, este apropiat� de 1 bar, rezult� c� scurgerea gazelor are loc la început (por�iunea dfb - k) sub o c�dere mare de presiune, ceea ce asigur� o vitez� constant� de scurgere, de ordinul 500÷600 m/sec., egal� cu viteza critic�, adic� cu viteza undei sonore la o temperatur� a gazelor arse de circa 900÷1000°K. În punctul k presiunea critic� este de aproximativ ordinul 2 bari. Dac� se consider� pentru exponentul scurgerii adiabatice din zona ferestrelor de evacuare o valoare medie, x≅1,30 ,atunci:

547,0pp

cr

r =��

��

� sau bar83,1

21x

pp 1x

x

crr

=��

��

� +=��

��

� − (2.54)

Pentru o presiune medie în colectorul de evacuare de ordinul pr=1,05 bari, presiunea critic� din cilindru este: pcr=1,83pr=1,83 • 1,05≅2,0 bari Deoarece în aceast� perioad� (por�iunea dfb - k) raportul pr/p variaz� între

limitele 0pp

1x2 r1x

1

>≥��

��

�

+−

, rezult� c� scurgerea gazelor din cilindru

corespunde domeniului supracritic. 2 - Perioada a doua (I’’) corespunde intervalului de timp ce trece din momentul în care raportul presiunilor este egal cu raportul critic (k) �i pân� în momentul p�trunderii masive a aerului de baleiaj (m) în cilindru. În aceast� perioad� (por�iunea k - m ), pe m�sur� ce pistonul descoper� tot mai mult ferestrele de evacuare, p<pk , viteza de scurgere a gazelor descre�te rapid; cu toate c� înc�rc�tura proasp�t� p�trunde înc� din punctul (îu) al diagramei, iar presiunea pr, din colectorul de evacuare r�mâne constant�, raportul pr/p se m�re�te, �i deci scurgerea gazelor din cilindru corespunde domeniului subcritic.

1x

1

r

1x2

pp

1−

��

��

�

+≥> (2.55)

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

113

Perioada de timp care trece din momentul deschiderii ferestrelor de evacuare (dfe) �i pân� în momentul deschiderii ferestrelor de baleiaj (dfb) corespunde evacu�rii anticipate (avans la evacuare). Presiunea din cilindru evolueaz� astfel deoarece, în aceast� perioad�, condi�iile de curgere prin ferestrele de evacuare sunt mai bune decât cele care determin� curgerea prin ferestrele de baleiaj; sec�iunea oferit� de ferestrele de evacuare pentru trecerea gazelor arse spre exterior este net superioar� sec�iunii pe care o ofer� ferestrele de baleiaj pentru trecerea c�tre cilindru a înc�rc�turii proaspete. La aceasta se adaug� efectul de ejec�ie datorat iner�iei gazelor arse care se scurg prin ferestrele de evacuare. Rezultatul este c� se împiedic� întoarcerea gazelor din cilindru în colectorul de baleiaj, în perioada în care presiunea p din cilindru se men�ine superioar� presiunii pbal din colectorul de baleiaj. Ca durat�, întotdeauna evacuarea anticipat� este mai scurt� decât evacuarea liber�.

Pentru aceast� perioad� fazele optime de distribu�ie se stabilesc din condi�ia ca în momentul deschiderii luminilor de admisie, în cilindru s� fie suficient de redus� presiunea gazelor arse (pentru asigurarea unui baleiaj eficient). Astfel, unul din elementele fundamentale care influen�eaz� desf��urarea procesului de baleiaj este avansul la deschiderea luminilor (αdfe) în raport cu momentul de deschidere a luminilor de admisie. Acest avans se nume�te avans relativ �i este:

δ=αdfe-αdfb (2.56)

La un avans relativ prea mare al evacu�rii rezult� pierderi prea mari din lucrul mecanic util (fig. 2.38). Avansul prea mare mai conduce �i la pierderi de gaze proaspete prin lumina de evacuare. La un avans relativ prea mic rezult� o sp�lare nesatisf�c�toare. Pentru cre�terea sec�iunilor de umplere �i împingerea începutului umplerii efective (îu) cât mai aproape de dfb la unele MAC navale se prev�d �i supape automate, care nu permit p�trunderea gazelor arse în colectorul de baleiaj, dar prelungesc umplerea �i dup� închiderea ferestrei de evacuare. Faza 2 (evacuarea for�at�) începe în punctul f, când presiunea a atins valoarea minim� �i se încheie odat� cu închiderea ferestrelor de baleiaj (îfb). În aceast� faz� se realizeaz� simultan dou� procese: evacuarea for�at� a gazelor arse (sub ac�iunea înc�rc�turii care p�trunde prin ferestrele de baleiaj cu o presiune mai mare decât a gazelor din cilindru) �i umplerea cilindrului cu fluid motor proasp�t. Dup� modul de varia�ie a presiunii (fig.2.37) �i aceast� faz� se poate studia pe dou� perioade : În prima perioad� (I’) (m - p.m.i.) presiunea din cilindru începe s� creasc� ca urmare a p�trunderii gazului proasp�t prin fereastra de baleiaj ce va atinge deschiderea maxim� în p.m.i..

Fig. 2.38 Avansul relativ la deschiderea evacu�rii fa�� de

deschiderea admisiei

�

� � � � � � � ��

114

În a doua perioad� (II’’) (p.m.i. - îfb) procesul de baleiaj se stabilizeaz� �i presiunea din cilindru înregistreaz� oscila�ii în jurul valorii pbal. Valoarea acestei presiuni difer� de valoarea presiunii de supraalimentare ps datorit� rezisten�ei gazodinamice întâmpinate de fluidul motor pe traseul de admisie �i mai ales în zona ferestrelor de umplere. Baleiajul reprezint� deci procesul de sp�lare for�at� a cilindrului motor de gazele arse, r�mase dup� evacuarea liber�, cu ajutorul fluidului motor proasp�t. Se presupune c� în timpul evacu�rii for�ate nu se produce o amestecare între gazele arse �i înc�rc�tura proasp�t� ceea ce înseamn� (teoretic) c� gazele admise ac�ioneaz� pe un singur front, ca un piston, în aceast� etap�. În realitate amestecarea dintre înc�rc�tura proasp�t� �i gazele arse în timpul evacu�rii for�ate, nu poate fi evitat� din cauza difuziei moleculare �i turbulen�ei, umplerea c�p�tând astfel un caracter de sp�lare a cilindrului de gazele arse. Trebuie remarcat c�, practic, deschiderea ferestrelor de baleiaj (dfb) nu coincide cu p�trunderea aerului de baleiaj în cilindru. Aerul de baleiaj p�trunde în cilindru pu�in timp dup� ce s-au deschis ferestrele de baleiaj (îu) deoarece în momentul deschiderii ferestrelor de baleiaj, presiunea p din cilindru (p=1,5÷3,0 bari) este în general pu�in mai mare ca presiunea pbal din colectorul de baleiaj (pbal=1,10÷1,5 bari). De fapt, condi�ia de baz� pentru func�ionarea normal� a motoarelor cu regim lent este ca în momentul deschiderii ferestrelor de baleiaj s� fie respectat� inegalitatea: pbal>p>pr (pe de o parte presiunea p trebuie s� fie mai mare ca pr pentru a se putea efectua evacuarea, iar pe de alt� parte ea trebuie s� fie mai mic� decât pbal pentru ca produsele de ardere din cilindru s� nu p�trund� în pompa de baleiaj).

La motoarele rapide, datorit� ejec�iei puternice produs� de scurgerea gazelor arse prin ferestrele de evacuare, presiunea p poate fi chiar ceva mai mare decât pbal, f�r� ca acest fapt s� antreneze o func�ionare anormal�, adic� p�trunderea gazelor arse în pompa de baleiaj. Experien�a arat� c� la aceste motoare, din cauza ejec�iei, presiunea din cilindru scade cu mult mai repede decât se deschid ferestrele de baleiaj, ceea ce duce la o sc�dere a presiunii din cilindru chiar sub presiunea atmosferic� (m fig. 2.37). Dac� presiunea din cilindru în momentul deschiderii luminilor de baleiaj este prea ridicat�, gazele proaspete nu pot intra în cilindru, accesul lor fiind posibil numai dup� mic�orarea presiunii, când s-a ajuns la m�rirea apreciabil� a sec�iunilor de trecere; în acest moment p�trunde în cilindru un curent prea puternic de gaze

proaspete ce se îndreapt� spre ferestrele de evacuare, se bifurc� �i produce un vârtej în partea superioar� a cilindrului, împiedicând dislocarea gazelor arse �i intensificând amestecarea lor cu gazele proaspete; totodat� se favorizeaz� trecerea gazelor proaspete în colectorul de evacuare. Schema curgerii în acest caz se arat� în figura 2.39.

Dac� presiunea pbal este mult mai mare decât pr , se produce �i o trecere de gaze arse în colectorul de baleiaj, intensificând fenomenul de amestecare. În cazul când presiunea din cilindru p, în momentul deschiderii ferestrelor de baleiaj,

Fig. 2.39 Bifurcarea curentului de gaze

proaspete la admisie

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

115

este prea redus� fa�� de presiunea din colectorul de baleiaj pbal, curentul de gaze proaspete p�trunde în cilindru cu vitez� mare, producându-se o turbulen�� ridicat� în cilindru (ceea ce intensific� amestecarea cu gazele arse); totodat�, curentul având o penetra�ie ridicat� traverseaz� u�or cilindrul �i m�re�te sc�p�rile de gaze proaspete prin luminile de evacuare . Prin urmare, raportul ini�ial de baleiaj Rb este optim atunci când curen�ii de gaze proaspete p�trund relativ lini�tit în cilindru, au o traiectorie ascendent� peretelui adiacent ferestrelor de baleiaj (înspre ferestrele de evacuare) �i produc o turbulen�� minim�, cu un grad redus de amestecare, �i sc�p�ri minime de gaze proaspete prin orificiile de evacuare. Acest raport are valori cuprinse în limitele Rb=1,1-1,8 �i constituie un criteriu fundamental al eficien�ei baleiajului. El depinde de schema de baleiaj adoptat� (fig. 2.40,5). Momentul închiderii ferestrelor de baleiaj se optimizeaz� în strâns� leg�tur� cu momentul deschiderii acestor ferestre deoarece înc�rc�tura proasp�t� p�trunde în cilindru chiar �i dup� ce pistonul dep��e�te p.m.i.. În cazul distribu�iei simetrice problema este simpl� deoarece αdfb =αîfb. Pentru o distribu�ie dat�, la MAC2T, trebuie proiectat un sistem de evacuare corespunz�tor care s� permit� utilizarea energiei undelor cu amplitudini finite pentru îmbun�t��irea proceselor de schimbare a gazelor �i pentru cre�terea performan�elor motorului. În figura 2.40 se prezint� câteva variante ale epurei fazelor de distribu�ie la MAC2T

a. distribu�ie simetric� prin FB �i FE; b. distribu�ie asimetric� prin FB �i FE cu sertare de distribu�ie la evacuare (r�cite); c. distribu�ie asimetric� prin FB �i FE cu sertare de distribu�ie rotative la umplere; d. distribu�ie asimetric� în cazul MAC2T cu pistoane cu mi�care opus�; e. distribu�ie asimetric� prin FB �i FE; 1. evacuare liber�; 2. baleiaj; 3. evacuare suplimentar�; 4. baleiaj suplimentar; 5. varia�ia raportului de baleiaj Rb

Fig. 2.40 Epurele distribu�iei �i fazele corespunz�toare la MAC2T

�

� � � � � � � ��

116

Faza a treia a distribu�iei gazului la MAI2T, în func�ie de schema constructiv� a motorului (fig. 2.40) (cu distribu�ie simetric� sau asimetric�), poate reprezenta fie o postevacuare (a), fie un baleiaj suplimentar (b,c,d,e). În cazul a,d evacuarea suplimentar� corespunde intervalului de timp ce trece din momentul închiderii ferestrelor de baleiaj �i pân� în momentul închiderii ferestrelor de evacuare (por�iunea 3 de pe fig. 2.40 a,d). În cazul schemei din fig.2.40 b,c,e la care evacuarea se face prin sertare de distribu�ie r�cite sau supap�, iar baleiajul prin ferestre, baleiajul suplimentar poate fi realizat fie prin m�rirea timpului - sec�iune a ferestrelor de baleiaj în compara�ie cu cel al organelor de control al evacu�rii (c), fie prin închiderea mai târzie a ferestrelor de baleiaj; ca urmare a supraaliment�rii u�oare a cilindrului, presiunea la începutul compresiei cre�te. Rezultatele cele mai bune se ob�in cu diagramele asimetrice de distribu�ie care se realizeaz� în cazul motoarelor cu baleiaj mixt, (fante de baleiaj - supape de evacuare) deoarece camele pot realiza unghiurile de închidere �i deschidere dorite, decalat fa�� de unghiurile de admisie determinate de pozi�ia luminilor pe cilindru. Momentul de închidere al ferestrelor de evacuare la o distribu�ie simetric� nu poate fi optimizat, pe când la o distribu�ie asimetric� aceasta se poate realiza. Dac� se noteaz� cu δ`=αife-αîfb atunci pentru δ`>0 distribu�ia este simetric�, pentru δ`=0 se elimin� postevacuarea la distribu�ia asimetric� �i pentru δ`<0 se ob�ine supraalimentarea. Momentul închiderii ferestrelor de evacuare trebuie s� se stabileasc� �i în func�ie de oscila�iile de presiune din conducta de evacuare �i anume, s� se realizeze închiderea în momentul când în apropierea luminilor de evacuare presiunea în conduct� este ridicat�. În acest caz, sc�p�rile de gaze proaspete din cilindru în conducta de evacuare se reduc �i presiunea de admisie se ridic�. Tab. 2.2 Fazele de distribu�ie la MAC2T

Organele de distribu�ie deschiderea înainte de p.m.i. în °RAC

închiderea dup� p.m.i. în °RAC

Evacuare (sc�pare) lumini 50 - 65 50 - 65 supape 80 - 90 55 - 65 Admisie (baleiaj) lumini 30 - 50 30 - 50

2.3.3. Scheme (sisteme constructive) pentru realizarea procesului de umplere-baleiaj-evacuare

Gradul de perfec�iune �i eficacitatea procesului de schimb de gaze la motoarele în doi timpi sunt determinate de calit��ile sistemului de baleiaj. Sistemul de baleiaj la MAC2T trebuie s� asigure deplasarea înc�rc�turii proaspete astfel încât s� nu se amestece cu gazele arse, în vederea împingerii complete a acestora spre sistemul de evacuare. Dirijarea optim� a înc�rc�turii proaspete în cilindrii de lucru este o problem� complex�, care se rezolv� prin experiment�ri pe modele sta�ionare �i dinamice (film�ri în timp real a mi�c�rii gazelor). La motoarele în doi timpi distribu�ia gazelor se realizeaz� de obicei prin lumini de baleiaj �i de evacuare, comandate de piston. Uneori, evacuarea are loc prin orificii comandate de supape (distribu�ie mixt�).

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

117

Dup� traiectoria parcurs� de curentul principal de înc�rc�tur� proasp�t� din cilindru, sistemele constructive fundamentale pot fi: A - baleiaj în bucl� (de contur) sau contracurent; B - baleiaj în echicurent.

A. Baleiajul în bucl� Baleiajul în bucl� (contracurent) este caracterizat de faptul c� traiectoria fluidului motor realizeaz� o întoarcere cu 180° (o bucl�) la nivelul chiulasei; fluidul proasp�t p�trunde prin ferestrele de baleiaj (situate în zona p.m.i., în peretele cilindrului) urc� pân� la nivelul chiulasei împingând gazele arse cu care realizeaz� bucla �i le evacueaz� tot pe la partea inferioar� (spre p.m.i.) a cilindrului prin ferestrele de evacuare. Func�ie de solu�ia constructiv� de amplasare a ferestrelor aceast� schem� de baleiaj prezint� trei grupe de variante: Aa. Baleiaj în bucl� deschis� sau transversal; Ab. Baleiaj în bucl� închis�;

Ac. Baleiaj în bucl� închis� multipl�; A.a Baleiajul în bucl� deschis� sau transversal se realizeaz� atunci când se adopt� ca solu�ie constructiv� dispunerea pe circumferin�a cilindrului a ferestrelor

Fig. 2.41 Scheme de baleiaj în bucl� deschis�

�

� � � � � � � ��

118

de evacuare �i baleiaj simetric fa�� de planul diametral (fig. 2.41), colectoarele de admisie �i evacuare fiind dispuse pe ambele laturi ale motorului, în zona p.m.i.. Considerând drept criteriu constructiv de subclasificare amplasarea �i direc�ia ferestrelor în sec�iunea plan� a cilindrului se pot deosebi variantele de dispunere (fig. 2.41): “paralel�” (a), în care ferestrele de baleiaj sunt paralele cu cele de evacuare, “radial�” (b), în care a�ezarea ferestrelor fa�� de axa cilindrului se realizeaz� dup� raz�, “tangen�ial�”, în care direc�ia ferestrelor de baleiaj �i evacuare este tangent� unui cerc imaginar de diametru mai mic decât alezajul cilindrului concentric (c) -sau nu (c’,c’’,c’’’)-. În execu�ia “excentric�” (d) axele ferestrelor de baleiaj �i evacuare sunt orientate c�tre puncte diferite, iar în varianta constructiv� de tip “fascicul” (e) axele ferestrelor de baleiaj �i de evacuare sunt îndreptate radial dintr-un punct (sau din câteva puncte) a�ezat excentric în interiorul sau exteriorul cilindrului. O variant� aplicat� de firma Sulzer de tip fascicul este prezentat� în figura 2.42. Aceast� variant� dispune pe lâng� ferestrele de baleiaj FB din varianta clasic� (1), de ferestre de evacuare FE, (2), cu în�l�imea mai mic� �i de un rând suplimentar FBS de ferestre de baleiaj (3) ce îmbun�t��esc coeficientul de umplere prin m�rirea sec�iunii aferente trecerii fluidului proasp�t.

Aceast� variant� complic� constructiv sistemul de baleiaj, dar ofer� cea mai bun� umplere pentru schemele în bucl� deschis�. La baleiajul în bucl� deschis�, datorit� faptului c� la cursa spre p.m.s. pistonul închide mai târziu ferestrele de evacuare (care sunt mai înalte) se va pierde atât înc�rc�tura proasp�t� �i aportul de presiune ob�inut ca urmare a p�trunderii gazelor proaspete la presiunea de supraalimentare, cât �i lucrul mecanic (ca urmare a m�ririi frac�iunii din cursa pistonului dedicat� schimbului de gaze).

Pentru un aport suplimentar de fluid motor proasp�t se pot utiliza distribu�ii asimetrice cu supape (clapete) comandate (ce complic� construc�ia sistemului de comand� a schimb�rii gazului). În varianta constructiv� din figura 2.41,b ferestrele de baleiaj au aceea�i în�l�ime cu ferestrele de evacuare dar supapele comandate SC se deschid cu întârziere fa�� de trecerea pistonului spre p.m.i. (realizându-se astfel evacuarea for�at�) �i se închid odat� cu închiderea ferestrelor de c�tre piston (fiind posibil� astfel o postumplere �i o diagram� de distribu�ie similar� celei din figura 2.40,e) Varianta de echipare cu sertare (clapete) comandate din figura 3.40,g adaug� constructiv un rând de ferestre de baleiaj suplimentar FBS obturate de clape�i comanda�i, astfel încât s� nu permit� accesul fluidului motor când pistonul se îndreapt� spre p.m.i. �i s� valideze deschiderea canaliza�iei suplimentare de umplere când pistonul se îndreapt� spre p.m.s. (realizând astfel postumplerea). Varianta de echipare din figura 2.40,h (FIAT) asigur� de asemenea o postumplere eficient� în condi�iile unor ferestre de umplere mai înalte decât cele

Fig. 2.42 Schem� de baleiaj în bucl� deschis� Sulzer

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

119

de evacuare, dar care sunt închise de clape�i comanda�i la cursa descendent� (spre p.m.i.) a pistonului. A.b. Baleiajul în bucl� închis� (lateral) utilizeaz� dispunerea suprapus� a ferestrelor de evacuare �i baleiaj (cele de evacuare mai sus, cele de baleiaj spre p.m.i.) doar pe o jum�tate a circumferin�ei cilindrului, ambele colectoare aflându-se de aceea�i parte a motorului spre p.m.i. (rotirea traiectoriei cu 180° este urmat� de închiderea buclei curentului de gaze �i ie�irea gazelor pe aceea�i parte cu intrarea). Aceast� schem� este utilizat� atât la motoarele cu pistoane cu simpl� ac�iune (fig. 2.43 a,b,c) cât �i la cele cu dubl� ac�iune (fig. 2.43 d,e). Variantele constructive amintite la baleiajul în bucl� închis� (lateral) pot fi întâlnite �i în acest caz. Deficien�a închiderii cu întârziere a ferestrelor de evacuare exemplificat� în figura 2.43,e pentru un motor cu piston cu dubl� ac�iune, poate fi corijat� prin înlocuirea distribu�iei simetrice cu una asimetric� la care sertarele rotative 8 s� închid� accesul spre exterior a gazelor din cilindru.

A.c. Baleiajul în bucla închis� multipl� este o solu�ie constructiv� utilizat� în vederea m�ririi sec�iunilor de trecere a gazului; ferestrele de baleiaj �i cele de evacuare sunt a�ezate pe întreaga circumferin�� a cilindrului pe dou� rânduri separate (baleiajul în fântân� artezian�) (fig. 2.44). Uneori pentru cre�terea eficien�ei “sp�l�rii” cilindrului capul pistonului este profilat pentru direc�ionarea curentului de gaz proasp�t. Sistemele de baleiaj în contracurent au o utilizare principal� la motoarele lente �i de tura�ie medie (MAN KSZ, Sulzer RN,ND). Datorit� simplit��ii constructive (la variantele f�r� clapet sau supape comandate) a mecanismului de distribu�ie -ce comand� injec�ia (aprinderea) �i/sau pornirea - aceste motoare înc� utilizeaz� baleiajul în contracurent. Cre�terea tura�iei ce duce nemijlocit la înr�ut��irea baleiajului, în aceast� variant�, a dus la impunerea (chiar �i la motoarele mari) a baleiajului în echicurent.

Fig. 2.43 Scheme de baleiaj în bucl� închis�

Fig. 2.44 Schem� de baleiaj în bucl� închis� multipl�

�

� � � � � � � ��

120

B. Baleiajul în echicurent

Acest tip de baleiaj se realizeaz� în principal prin deplasarea fluidului proasp�t în cilindru numai într-o singur� direc�ie �i anume dup� axa cilindrului. În acest scop, organele de distribu�ie sunt plasate la ambele extremit��i ale cilindrului, astfel încât printr-o extremitate se evacueaz� gazele arse, iar prin celelalte p�trunde fluidul proasp�t. Acest tip de baleiaj se realizeaz� în mai multe variante: • B.a. Baleiaj în echicurent cu ferestre; • B.b. Baleiaj în echicurent cu ferestre �i supape (sertare),(mixt); • B.c. Baleiaj în echicurent cu cilindri paraleli �i camer� de ardere comun�. B.a. Baleiajul în echicurent cu ferestre (f�r� supape) este utilizat cu prec�dere în cazul motoarelor cu pistoane opuse (fig. 2.45). Eficacitatea acestei variante de baleiaj (cea mai mare de altfel la MAI2T) este aceea�i în spa�iul cilindrului, coeficientul gazelor reziduale luând valori foarte mici γr=0,05-0,10.

Prin alegerea convenabil� a decalajului între manivele se poate ob�ine, relativ u�or, o distribu�ie asimetric�. Coordonarea mi�c�rii celor doi arbori �i solicit�rile termice mari la nivelul pistoanelor �i ferestrelor constituie dezavantaje ale solu�iei, dar simplific�rile aduse sistemului de comand� al deschiderii / închiderii ferestrelor cu ajutorul pistoanelor constituie un avantaj. Orientarea optim� a canalelor de umplere este cea tangent� (pentru crearea unei mi�c�ri

turbionare care s� cuprind� întreaga mas� de gaz din incinta cilindrului), iar a celor de evacuare este radial� deoarece ie�irea gazelor din cilindru se realizeaz� pe direc�ii radiale, jeturile de gaze formând un fascicul divergent, care porne�te de regul� din centrul cilindrului. B.b. Baleiajul în echicurent cu ferestre �i supape caracterizeaz� schemele constructive care au dispuse la baza cilindrului (spre p.m.i.) fantele de baleiaj �i în chiulas� 1-4 supape de evacuare (fig. 2.46). Realizarea unor sec�iuni mari de trecere a curentului de înc�rc�tur� proasp�t�, prin amplasarea ferestrelor de baleiaj pe întreaga circumferin�� a cilindrului, �i o mai bun� r�cire a fundului

Fig. 2.45 Schem� de baleiaj în echicurent la motorul cu pistoane opuse

Fig. 2.46 Schem� de echicurent cu fante �i supape

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

121

pistonului, constituie avantaje certe ale solu�iei. Formarea pungilor de gaze de ardere este exclus� deoarece fluidul proasp�t str�bate succesiv planurile normale pe baza cilindrului. Dislocarea gazelor de ardere se realizeaz� treptat, cu un grad redus de amestecare turbulent�. Pentru a îmbun�t��i baleiajul cilindrului, dar mai ales pentru a asigura formarea eficient� a amestecului în timpul proceselor de ardere, ferestrele de baleiaj se execut� de asemenea cu axele tangen�iale la o circumferin�� concentric� cu cilindrul (ceea ce genereaz� mi�carea în spiral� a înc�rc�turii proaspete). Gradul de golire a cilindrului de gaze de ardere este foarte ridicat, ajungând la valori comparabile cu cele corespunz�toare motoarelor în patru timpi. Întrucât supapa este ac�ionat� de o cam�, legea de ridicare poate fi astfel controlat� încât s� permit� realizarea unei distribu�ii asimetrice de evacuare, ce permite chiar o supraalimentare a motorului. Utilizarea comenzilor pneumo-hidraulice la deschiderea/închiderea supapei de evacuare (la motoarele lente) �i implementarea controlului electronic al pozi�ion�rii acesteia, a dus la realizarea unor randamente de umplere optime �i la

posibilitatea integr�rii distribu�iei, al�turi de injec�ie (alimentare), pornire, r�cire, ungere etc, într-un sistem complex de asistare �i control. Aceste scheme de baleiaj sunt utilizate pe cele mai noi tipuri de motoare B&W, Sulzer RTA, Stork, etc. B.c. Distribu�ia gazelor prin ferestre la cilindri paraleli (jumela�i) cu camera de ardere comun� are o r�spândire restrâns� la motoarele cu ardere intern� datorit� pierderilor gazodinamice ce se produc în sec�iunea de trecere a gazelor dintr-un cilindru în cel�lalt (fig. 2.47,a). Ferestrele de baleiaj sunt a�ezate pe circumferin�a unuia din cilindri, iar cele de evacuare pe circumferin�a celuilalt cilindru. Curentul de gaze se mi�c� într-o singur� direc�ie, perpendicular pe axa cilindrilor. Pentru a se realiza distribu�ii asimetrice optime se adopt� una din schemele din figura 2.47,a,b,c la care, în urma cercet�rilor pe stand, se stabilesc dezaxarea în grade RAC, (a) forma �i dimensiunile bielelor (b), sau dezaxarea “e” fa�� de peretele comun (c). 2.3.4. Parametrii specifici �i de apreciere a procesului de schimb de gaze

la MAI2T

În procesul de schimbare a gazelor la MAI2T nu se poate evita complet amestecarea gazelor ce p�trund prin ferestrele de baleiaj, deci fluidul motor, la începutul compresiei va fi un amestec de gaze proaspete cu gaze reziduale.

Fig. 2.47 Scheme de baleiaj în echicurent la cilindrii paraleli cu camera de ardere comun�

�

� � � � � � � ��

122

a . Coeficientul cursei utile; întrucât procesele de schimb de gaze la MAI2T au loc pe baza mic�or�rii cursei utile a pistonului (p.m.s. pozi�ia de deschidere a ferestrelor - de baleiaj sau evacuare-) se poate defini gradul de utilizare a cursei totale a pistonului sau coeficientul cursei utile Ψu . Notând cu Su cursa util� �i S cursa total� (p.m.s.-p.m.i.) rezult�:

SSu

u =Ψ (2.57)

Ψu=0,70…0,86 (Su<S) b. Raportul de comprimare util reprezint� gradul real de comprimare a înc�rc�turii (cu referire la comprimarea efectiv�).

c

ucu V

VV +=ε (2.58)

unde: Vu - volumul util; Vc - volumul camerei de comprimare. εu=Ψu(ε-1)+1 (2.59) unde:

c

a

VV=ε - raportul geometric de comprimare.

c. Coeficientul de umplere sau coeficientul de utilizare a aerului de baleiaj ηvu se define�te ca raport între volumul fluidului motor proasp�t Vru aflat la presiunea ps �i temperatura Ts (la ie�irea din suflant�) re�inut în realitate în cilindru, �i volumul de gaz Vu ce ar umple cilindreea teoretic� în acelea�i condi�ii. Acest coeficient este utilizat pentru aprecierea cantitativ� a perfec�iunii procesului de admisie precum �i pentru a compara diferite motoare din punct de vedere al gradului de umplere al cilindrului.

10,1...75,0VV

u

ruvu ==η (2.60)

(valorile mai mari corespunz�toare schemelor asimetrice de distribu�ie cu postumplere evident�) Raportat la volumul cursei totale a pistonului Vs , pentru compara�ie cu motorul în patru timpi, coeficientul de umplere se poate scrie sub forma:

ηv=Ψuηvu (2.61) Pentru aprecierea separat� a calit��ii proceselor de sp�lare �i umplere se utilizeaz� coeficientul gazelor reziduale, randamentul sp�l�rii �i coeficientul de purificare a înc�rc�turii cilindrului.

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

123

d. Coeficientul gazelor reziduale γr este utilizat �i pentru aprecierea calitativ� a perfec�iunii procesului de admisie. El se determin� �i experimental (prin prelevarea unor probe de gaz) ca raport între cantitatea de gaze reziduale �i cantitatea de gaze rezultate din arderea combustibilului.

ga

garr ν

νγ = (2.62)

unde pentru 1Kg combustibil: νga -cantitatea total� de gaze rezultate din ardere în Kmoli (ca sum� de Kmoli de CO2, CO, H2O, O2, SO2, N2); νgar -cantitatea total� de gaze arse reziduale în Kmoli (ca sum� de Kmoli de CO, CO2, SO2, N2, O2, H2).

ra

s

s

a

u

uu 1

1TT

pp

1 γεεην +−

= (2.63)

La MAI2T coeficientul gazelor reziduale γr are valori cuprinse între: γr=0,03…0,07 baleiaj în echicurent f�r� supape; γr=0,06…0,12 baleiaj în echicurent cu supape; γr=0,07…0,15 baleiaj în contracurent. e. Coeficientul de purificare ηsp determin� cantitatea de gaze reziduale aflate în amestecul ini�ial. Prin defini�ie gradul de cur��ire al cilindrului de gaze arse sau randamentul calitativ al procesului raporteaz� cantitatea de aer ce trece prin FB la cantitatea de fluid motor (gaze proaspete + reziduale) de la începutul compresiei.

r

sp 11γ

η+

= (2.64)

unde: ηsp=0.7…0,9 f. Gradul de puritate ηs reprezint� raportul dintre cantitatea de gaze reziduale �i fluidul motor proasp�t plus gaze reziduale la începutul compresiei.

r

rs 1 γ

γη+

= (2.65)

ηs=1-ηsp (2.66) Pentru aprecierea sistemelor de baleiaj din punct de vedere al consumului de gaze proaspete pentru realizarea sp�l�rii �i umplerii cilindrilor se folosesc coeficientul de baleiaj ϕa �i coeficientul de exces de gaze proaspete ϕb, precum �i inversul ultimului, numit coeficient de utilizare a gazelor proaspete ηb. g. Coeficientul de baleiaj ϕa este de asemenea un important parametru ce apreciaz� calitatea procesului de baleiaj.

�

� � � � � � � ��

124

s

ska m

m=ϕ ; ϕa=1.4…2 (2.67)

unde: msk - masa de gaz proasp�t refulat� de pompa de baleiaj la o rota�ie (la ps , Ts);

ma - masa de gaz proasp�t re�inut� în cilindru la începutul compresiei. h. Coeficientul de exces al aerului de baleiaj ϕb:

s

rasupb iV

V=ϕ ; ϕb=1÷1,3 (2.68)

unde: Vsupra [m3/rot] - volumul de fluid motor proasp�t intrat prin ferestrele de baleiaj la ps , Ts; iVs [m

3] - cilindreea total�; i - num�rul de cilindri. i. Coeficientul de utilizare a aerului de baleiaj ηb; acest coeficient este dat de raportul dintre cantitatea de gaze proaspete re�inute în cilindru la începutul compresiei �i întreaga cantitate de gaze proaspete introduse în cilindru la un ciclu.

7,05,0;1

bb

b ÷== ηϕ

η (2.69)

Se consider� cel mai bun sistem de baleiaj cel care în acelea�i condi�ii, asigur� o calitate ridicat� a schimbului de gaze, cu valori mici ale coeficien�ilor ϕb, ϕa deci o sc�dere a consumului de putere la comprimarea gazelor proaspete �i o m�rire corespunz�toare a indicilor tehnico-economici ai motorului.

Parametrii caracteristici ai procesului de schimb de gaze la MAI 2T navale

a. Presiunea �i temperatura la sfâr�itul umplerii; presiunea “pa” �i temperatura “Ta” pot fi determinate din calculul termic pe baza metodelor analitice

(sau grafice). Un astfel de exemplu de calcul bazat pe varia�ia energiilor interne �i ale entalpiilor fluidului motor pe parcursul ciclului de func�ionare poate fi urm�rit în ultimul capitol al prezentei lucr�ri. Calculul este dezvoltat pentru arderea a 1 Kg combustibil în condi�iile în care fluidul motor (amestecul de gaze proaspete �i gaze reziduale) respect� ecua�ia universal� de stare a gazelor, pv=mRT, procesul de admisie (fig. 2.48) considerându-se a se desf��ura instantaneu iar evacuarea gazelor arse reprezentând un proces izocor de cedare de c�ldur� mediului înconjur�tor (b-a). Conform acestui calcul se ob�ine: • pe baza temperaturilor componentelor:

Fig. 2.48 Diagrama indicat� teoretic� a

ciclului de func�ionare

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

125

r

rrbalaera

TTT

γγ

++= −

1 (2.70)

• pe baza entalpiei componentelor:

( )( )

12

1""121

amam

amaama II

IITTTT

−−−= (2.71)

unde: Taer-bal - temperatura aerului în fereastra de baleiaj; Tr - temperatura gazelor reziduale (600 - 900°K); T1,T2 - dou� temperaturi arbitrar alese: T1<Ta<T2; γr - coeficientul gazelor reziduale; Iam’’a’’, Iam1, Iam2 - entalpiile corespunz�toare fluidului motor la temperatura Ta, T1, T2. pa=ξapbal sau pa=ξaps (2.72) cu ξa coeficientul de sc�dere a presiunii de admisie: ξa=pa/p0=0,75…0,90 la MAI4TNS; ξa=pa/pbal==0,85…0,95 la MAI2T. b. Presiunea �i temperatura de baleiaj ,pbal , Taer-bal; aceste m�rimi depind de sistemul constructiv de baleiaj, de gradul de supraalimentare �i de for�area motorului dup� tura�ia “n”. Dac� se admite drept criteriu de rapiditate indicele de baleiaj:

[ ]min//

30rotm

Ds

vnD pm ⋅=⋅ (2.73)

unde: [ ]smS

v npm /

30= este viteza medie a pistonului, se

poate alege valoarea presiunii de baleiaj din diagrame experimentale de tipul celei din figura 2.49 (pentru un baleiaj în echicurent �i S/D=1,2 - cursa medie -). Valorile presiunii de baleiaj sunt: pbal=(1,10…1,25)105Pa la motoare lente �i pbal=(1,25…1,50)105Pa la motoarele rapide. Temperatura aerului de baleiaj Taer-bal depinde de tipul de suflant� la fel ca �i pbal; dac� se consider� comprimarea politropic� (de exponent mediu ns) a aerului în pompa de baleiaj atunci:

s

s

nn

balbalaer p

pTT

1

00

−

− ��

��

�= (2.74)

cu: ns=1,45…1,6 pentru suflante cu piston;

Fig. 2.49 Alegerea presiunii de baleiaj func�ie

de produsul nD ⋅

�

� � � � � � � ��

126

ns=1,8…2 pentru suflante volumice; ns=1,4…1,8 pentru suflante centrifugale. La MAI2T pentru sc�derea temperaturii de baleiaj (�i cre�terea densit��ii înc�rc�turii) se utilizeaz� r�citoare intermediare, ce duc la reducerea temperaturii aerului de baleiaj. Tbal-aer=Ts+∆T- ∆Trac (2.75) unde: Ts - temperatura la ie�irea din suflant�; ∆T - înc�lzirea în contact cu pere�ii calzi ai motorului (∆T=5…20 K); ∆Trac- r�cirea intermediar� a aerului de supraalimentare (∆Trac=20…100 °). c. Presiunea �i temperatura la deschiderea sistemului de evacuare, pb, Tb; calculul termic poate da valoric m�rimea acestor parametri (fig. 3.48):

dn

b

zzb V

Vpp ��

�

��

�= (2.76)

1−

��

��

�=

dn

b

zzb V

VTT (2.77)

unde: pz , Tz - presiunea �i temperatura la sfâr�itul arderii izobare; nd - exponentul politropic al destinderii (considerat constant) determinat pe baza calculului coeficien�ilor c�ldurii specifice medii a fluidului motor; pb �i Tb - parametrii la sfâr�itul evacu�rii ce depind de gradul de for�are a MAI2T dup� tura�ia n [rot / min] �i pe [bar]. Pb=(2,5…4) bari - MAI2T lente cu ferestre; pb=(4…7) bari - MAI2T semirapide cu ferestre; pb=(6…9) bari - MAI2T semirapide cu ferestre �i supape; Tb=900…1300 K. La motoarele lente �i semirapide, comparativ cu cele rapide, se înregistreaz� valori mai sc�zute ale acestor parametri datorit� gradului de destindere mai mare �i temperaturii Tz mai mic�. d. Presiunea medie din cilindru în timpul evacu�rii pcil evac; acest parametru se poate studia pe baza analizei saltului de presiune ∆pevac-bal dintre colectorul de evacuare �i baleiaj.

rbal

revaccilbe pp

ppp

−−=∆ −

− (2.78)

pcil-evac=∆pe-b(pbal - pr)+pr (2.79) unde : pcil evac - presiunea medie din cilindru în timpul evacu�rii;

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

127

∆pe-b - saltul de presiune evacuare-baleiaj; pr - presiunea medie din colectorul de evacuare (pr=0,7…0,9)pbal; ∆pe-b=(0,5…0,9) - MAI2T echicurent cu ferestre �i supape; ∆pe-b=(0,4…0,75) - MAI2T în bucl� cu ferestre;

2.3.5. Influen�a parametrilor caracteristici ai MAI 2T asupra procesului de schimbare a gazelor

2.3.5.1. Influen�a factorilor externi

a. Influen�a presiunii din colectorul de baleiaj pbal; cre�terea presiunii de baleiaj (pbal) duce (prin ridicarea valorii presiunilor din întregul ciclu) la o presiune mai mare la momentul deschiderii evacu�rii (pb) �i deci la cre�terea cantit��ii de gaze îndep�rtate din cilindru în timpul evacu�rii libere; gazele proaspete vor p�trunde în incinta cilindrului la o presiune mai mic�, ceea ce va avantaja procesul de umplere (fig.2.50,a). Peste o valoare optim� cre�terea presiunii înc�rc�turii proaspete accentueaz� trecerea direct spre ferestrele de evacuare, ceea ce conduce la mic�orarea coeficientului de umplere ηvu. Influen�ele tipurilor de suflante vor fi studiate la capitolul dedicat supraaliment�rii. b. Influen�a presiunii din colectorul de evacuare pr; datorit� rezisten�elor gazodinamice presiunea de evacuare nu poate atinge presiunea atmosferic�. Cre�terea sa (datorit� obtur�rii par�iale a conductei de evacuare de exemplu) duce la dificult��i în îndep�rtarea gazelor arse, cre�terea procentului acestora în masa fluidului motor �i deci la înr�ut��irea baleiajului �i sc�derea randamentului umplerii (fig. 2.50,b).

2.3.5.2 Influen�a factorilor func�ionali

a. Tura�ia; coeficientul de umplere ηvu este optim la o singur� tura�ie (fig. 2.51,a). La sc�derea tura�iei (fig. 2.51,b) se mic�oreaz� postumplerea �i scade presiunea pb din momentul deschiderii evacu�rii �i de asemenea scade presiunea în momentul deschiderii baleiajului pdfb (într-o m�sur� mai mare datorit� cre�terii timpului disponibil afectat evacu�rii libere).

Fig. 2.50 Influen�a factorilor externi

asupra distribu�iei de gaz la MAI2T

�

� � � � � � � ��

128

b. Sarcina; prin reducerea sarcinii motorului au loc perturb�ri ale baleiajului, care conduc la înr�ut��irea umplerii cu o sc�dere a coeficientului de umplere �i a nivelului de presiuni din ciclu; scad presiunile pb �i pdfb �i deci se mic�oreaz� randamentul umplerii (pentru MAC2T varia�ia este invers� fa�� de MAC4T). La MAS eficacitatea proceselor de evacuare - umplere scade mai mult odat� cu sc�derea sarcinii, datorit� obtur�rii admisiei, func�ionarea acestora la sarcini reduse devenind instabil�.

2.3.5.3 Influen�a factorilor constructivi

a. Varianta schemei de baleiaj; acest factor constructiv influen�eaz� procesul de schimb de gaze la MAI2T prin varia�ia coeficientului de purificare ηsp, la p�strarea constant� a coeficientului de baleiaj ϕa(fig. 2.52). Din acest punct de vedere la p�strarea constant� a celorlal�i parametri, cel mai eficient este baleiajul în echicurent (a), apoi baleiajul în bucl� închis� (b) �i cel în bucl� deschis� (c).

b. Organele de distribu�ie; la MAI2T schimbul de gaze se realizeaz� prin ferestre de distribu�ie (la unele variante �i prin supape de evacuare), care pot fi de diferite forme (fig. 2.53) dreptunghiulare (a), paralelograme (b), trapezoidale (c), ovale (d) �i rotunde (e). Pentru aprecierea cantit��ii de fluid ce traverseaz� luminile de distribu�ie, se introduce no�iunea de “timp-sec�iune” TS care reprezint� aria sec�iunii momentane deschise a luminilor As, în intervalul de timp dt, exprimat� prin integrala:

dtATS s�= [m2s] (2.80)

Volumul elementar de fluid ce traverseaz� ferestrele de distribu�ie este dat �i de rela�ia:

�=ωµd

dVTS (2.81)

unde: µd - coeficientul de debit al deschiderii; ω - viteza momentan� de scurgere a gazului;

dtAdV

s

d�� =

⋅ωµ (2.82)

Fig. 2.51 Influen�a tura�iei asupra schimbului de gaze la MAI2T

Fig. 2.52 Dependen�a coeficientului de purificare

de cel de baleiaj

Fig. 2.53 Configura�ii ale fantelor la MAI2T

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

129

Sensul fizic al “timpului - sec�iune” TS este exprimat de membrul din stânga �i anume “volumul cinematic de fluid” care trece printr-o sec�iune variabil� într-un timp determinat.

Dac� se leag� parametrul timp de viteza unghiular� (ωαd

dt = cu ω - viteza

unghiular� a arborelui cotit) atunci:

USdATS s ⋅== � ωα

ω11

�i (2.83)

αdAUS s�= (2.84)

unde: US reprezint� “unghiul sec�iune” al ferestrelor de distribu�ie [m2 °RAC]. Studiul dimensiunilor �i formei ferestrelor de distribu�ie, precum �i a legii de mi�care dup� care se realizeaz� obturarea sau dezobturarea canaliza�iilor aferente duce la optimizarea procesului evacuare - baleiaj. Evident c� US -ul va trebui s� fie cu atât mai mare cu cât cantitatea de fluid necesar� este mai mare (fig. 2.54). Pentru procesul de baleiaj prezint� importan�� USABC -corespunz�tor evacu�rii anticipate (fig. 2.54,a,b), de care depinde presiunea în momentul deschiderii baleiajului, precum �i pierderile de înc�rc�tur� în perioada postumplerii. “Timpul - sec�iune” se mic�oreaz� odat� cu cre�terea tura�iei �i deci pentru p�strarea unui baleiaj corespunz�tor TS-ul trebuie m�rit. Limitele de cre�tere sunt date de spa�iul disponibil (l��imea ferestrelor func�ie de alezajul cilindrului �i în�l�imea lor func�ie de cursa util�), astfel încât tura�ia motoarelor în doi timpi nu

poate cre�te f�r� afectarea negativ� a proceselor de schimb de gaze. Num�rul de ferestre depinde de sistemul de baleiaj �i diametrul cilindrului. Valorile pentru l��imea acestora sunt pentru baleiaj în bucl�: FE : (0,2…0,35)πD; FB : (0,25…0,40)πD; FB=(0,55…0,75)πD pentru echicurent. La baleiajul în echicurent func�ie de viteza medie a pistonului (4 - 10 m/s) se aleg 1 - 4 supape de evacuare pe cilindru. Diametrul acestora variaz� între (0,27…0,49)D, valorile mai mici fiind pentru variante multisupap�.

Fig. 2.54 “Unghiul sec�iune” pentru distribu�ia simetric� cu ferestre (a) �i asimetric� cu ferestre �i supape (b)

�

� � � � � � � ��

130

Deschiderea total� a supapelor de evacuare este de aproximativ αevac=120…170 °RAC în jurul p.m.i.. Pentru determinarea grafo-analitic� a “timpului-sec�iune” necesar se reprezint� varianta sec�iunii libere instantanee As în diagrama Brix (fig. 2.55). Prin planimetrarea suprafe�elor, �inând cont de scara diagramei, se ob�ine “timpul-sec�iune” necesar aferent fiec�rei faze a schimbului de gaze. c. coeficientul cursei utile; pentru a apropia performan�ele (relative la

volumul util al cilindrului ) ale MAI2T de motoarele în 4 timpi se tinde spre m�rirea cursei utile, în detrimentul por�iunii din cursa pistonului dedicat� schimbului de gaze. Mic�orarea avansului la deschiderea ferestrei de evacuare duce la sc�derea randamentului umplerii ηvu (referitor la cilindreea util�) (fig. 2.56). Motoarele cu baleiaj în echicurent pot m�ri deci cursa util� deoarece deschiderea supapelor nu este influen�at� direct de pozi�ia pistonului.

Fig. 2.55 Determinarea m�rimii “timp-sec�iune” la MAI2T

Fig. 2.56 Dependen�a cursei utile de unghiurile

distribu�iei la MAI2T

� � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � � ��

131

ÎNTREB�RI �I TESTE PENTRU AUTOCONTROL

1. 1. Care dintre urm�toarele tipuri de motoare necesit� cea mai complicat� realizare constructiv� pentru chiulas�?

a) motoarele cu supape laterale; b) motoarele cu supape în cap; c) motoarele cu ferestre (de baleiaj �i evacuare).

2. Cum recunoa�te�i un motor naval cu baleiaj în contra curent în bucl� deschis�? a). colectorul de evacuare este în zona chiulasei; b). colectorul de baleiaj �i cel de evacuare sunt de o parte �i de cealalt� a motorului mai jos de chiulas�; c). colectorul de evacuare este pe aceea�i parte a motorului

cu colectorul de baleiaj. 3. Baleiajul în echicurent la motoarele cu cilindrii paraleli �i chiulas� comun� necesit�: a). mai mul�i arbori coti�i; b). colectoare de baleiaj �i evacuare de o parte �i de alta a chiulasei comune; c). nu exist� astfel de variante constructive.


132

2.4 UMPLEREA FORŢATĂ PRIN SUPRAALIMENTARE LA MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

2.4.1. Consideraţii generale

Un motor cu cilindree totală dată, produce un lucru mecanic cu atât mai mare cu cât cantitatea de combustibil arsă în cilindru, în fiecare ciclu, este mai mare. Cum între combustibil şi aer există un raport determinat, se poate spune că lucrul mecanic produs de un motor dat este cu atât mai mare, cu cât cantitatea de aer reţinută în cilindru este mai mare .

Cantitatea teoretică de încărcătură proaspătă reţinută în cilindrii motorului, în condiţiile unei umpleri fără pierderi.

kM0 = 0S1inV ϕτ

k = constant (2.85)

arată că, la aceeaşi cilindree totală i×Vs, turaţie n şi număr de timpi τ, cantitatea de încărcătură proaspătă M0, care poate fi reţinută în cilindrii motorului, în condiţiile unei umpleri fără pierderi, poate fi sporită numai prin creşterea densităţii acesteia ϕ0.

Ţinându-se seama de relaţia:

0

0

Tp

k=ρ k = constant (2.86)

Rezultă că sporirea densităţii încărcăturii proaspete se poate realiza prin modificarea separată sau simultană a presiunii iniţiale p0 şi a temperaturii iniţiale T0, în sensul creşterii presiunii şi a scăderii temperaturii sau prin mărirea turaţiei.

Creşterea turaţiei duce la valori exagerate ale mărimii forţelor de inerţie, deci mărirea turaţiei peste o anumită valoare este o posibilitate limitată de ridicare a puterii efective.

Cum în sensul micşorării nivelului de temperatură se poate acţiona mai greu, (prin montarea unor răcitoare intermediare pe canalizaţia de admisie), densitatea încărcăturii proaspete se măreşte, de obicei, numai prin creşterea presiunii în colectorul de admisie, pca = pS, care, faţă de presiunea mediului exterior se află în relaţia pS > pO .

Procedeul de sporire a puterii motorului prin mărirea presiunii încărcăturii proaspete ce pătrunde în cilindru se numeşte „supraalimentare“.

Supraalimentarea este benefică la motoarele cu ardere internă MAI, datorită creşterii valorilor parametrilor fluidului motor la sfârşitul comprimării, ceea ce duce la creşterea valorilor maxime ale presiunilor pe ciclu şi, implicit, la creşterea puterii efective.

La MAC, concomitent cu mărirea densităţii aerului reţinut în cilindru şi cu creşterea presiunii la sfârşitul comprimării, în cazul supraalimentării, se măreşte şi cantitatea de combustibil injectat, ridicându-se astfel substanţial puterea motorului.

La MAS-ul clasic se redimensionează jigloarele carburatorului.

SUPRAALIMENTAREA

133

Supraalimentarea se practică în scopul forţării motoarelor, respectiv pentru mărirea puterii litrice şi pentru compensarea diminuării puterii în cazul exploatării motoarelor la altitudini ridicate, sau în cazul recirculării unei părţi din gazele de ardere pentru scăderea conţinutului de NO2 în gazele de evacuare.

Organul în care se realizează precomprimarea încărcăturii proaspete înainte de introducerea sa în motor se numeşte suflantă ( sau compresor). Presiunea încărcăturii proaspete la ieşirea din suflantă va fi deci mai mare decât cea a mediului ambiant: pS >p0; procesul de comprimare în suflantă se consideră politropic, cu exponentul politropic mediu de comprimare nS > 1.

Motorul cu aprindere prin comprimare este deosebit de potrivit pentru supraalimentare, fiindcă nu produce arderea cu detonaţie sau cu aprinderi secundare ca şi la M.A.S., dimpotrivă, funcţionarea motorului devine mai liniştită din cauza reducerii întârzierii la aprindere. În stadiul actual, pe baza procedeelor de supraalimentare dezvoltate, se poate afirma că pentru puteri mijlocii şi mari producerea de M.A.C. nesupraalimentate este neeconomică; totodată există tendinţe de a fi introdusă umplerea forţată şi la motoare de puteri mici.

Efectele principale ale supraalimentării pentru motoare sunt: reducerea masei, a gabaritului şi a costului, comparativ cu motoarele nesupraalimentate de aceeaşi putere.

Din relaţia puterii litrice se deduce că, la aceleaşi dimensiuni principale ale cursei S şi ale alezajului D, ea poate fi mărită prin creşterea presiunii medii efective sau a turaţiei.

Prin creşterea turaţiei n, respectiv a vitezei medii a pistonului, cresc solicitările mecanice datorate forţelor masice cu pătratul turaţiei; odată cu creşterea presiunii medii efective, prin supraalimentare, forţele de presiune a gazelor (şi implicit presiunea maximă de ardere) cresc cel mult liniar cu cantitatea de încărcătură proaspătă, respectiv cu puterea; ca urmare, suprafaţa diagramei indicate creşte fără să determine o creştere proporţională cu puterea a presiunilor pe ciclu.

Solicitările termice cresc cu turaţia şi, de asemenea, cu supraalimentarea cam în acelaşi raport cu creşterea turaţiei. Turaţiile ridicate implică viteze medii mai ridicate ale pistonului şi în consecinţă este necesară o construcţie uşoară a organelor mecanismului motor, realizabilă prin dimensiuni reduse şi materiale de calitate superioară. Supraalimentarea, dimpotrivă, conduce (datorită forţelor gazelor mai ridicate, la dimensiuni constructive mai mari), la o construcţie mai robustă, deşi din cauza creşterii mai rapide a puterii decât a greutăţii motorului, greutatea pe unitatea de putere scade.

Avantajele supraalimentării pentru o anumită putere sunt: 1. gabarit mai redus, număr de cilindri mai mic (motor mai scurt în

lungime); 2. greutate mai mică, respectiv greutate pe unitate de putere mai mică; 3. la supraalimentarea cu antrenarea suflantei cu o turbină cu gaze de

evacuare se obţine randament efectiv mai ridicat, iar curba de consum specific are o variaţie lentă;

4. costul pe unitatea de putere mai scăzut, mai ales la motoare mari; 5. radiatoare mai mici, căldura evacuată pentru aceeaşi putere este mai

mică decât la motoarele nesupraalimentate;


134

6. turbina cu gaze de evacuare constituie un amortizor de zgomot; 7. scădere de putere mai mică în cazul scăderii densităţii aerului; 8. reducerea emisiilor poluante. Dezavantajele supraalimentării sunt: 1. solicitările termice şi mecanice mai mari decât la motorul

nesupraalimentat; 2. comportare mai slabă la variaţiile momentului motor (mai ales la

supraalimentare înaltă); 3. comportare mai slabă la accelerare în anumite cazuri

(turbosupraalimentare înaltă).

Se introduc notaţiile:

min

i

LQK = , (2.87)

numit coeficient de perfecţiune gazodinamică şi;

αηηη vmi

ef = , (2.88)

numit coeficient de perfecţiune mecanică; de aici, presiunea medie efectivă poate fi scrisă sub forma:

0ee fKp ρ= . (2.89) Prin comprimare în suflantă, densitatea încărcăturii proaspete la ieşirea din aceasta va fi:

sn1

0

s0s p

p��

��

�= ρρ . (2.90)

Deoarece 1n1

s< , creşterea densităţii din relaţia (3.90), faţă de cea a

mediului ambiant, nu este liniară cu raportul de comprimare al suflantei (compresorului), definit, la rândul său, prin:

1pp

0

scs >== ππ , (2.91)

Calitatea procesului de supraalimentare se apreciază prin următorii coeficienţi:

[ ]��

�

��

�

�

⋅−

=

=

%100p

ppg

pp

e

ees

e

es

S

Sλ, (2.92)

în care sλ -coeficient de supraalimentare, sg -grad de supraalimentare; Sep -

presiunea medie efectivă a motorului supraalimentat, iar ep -presiunea medie a aceluiaşi motor în variantă nesupraalimentată.

SUPRAALIMENTAREA

135

În funcţie de valorile acestor parametri, distingem: supraalimentare joasă, caracterizată prin valorile:

%10030g;23.1 ss ÷=÷≅λ ; supraalimentare înaltă, caracterizată prin valorile: %300100g;42 ss ÷=÷=λ ; supraalimentare foarte înaltă, caracterizată prin valorile: %300g;4 ss >>λ , clasificări asemănătoare putându-se face şi în funcţie de sπ : supraalimentare de joasă presiune ( 5.12.1s ÷=π ); de presiune medie ( 0.25.1s ÷=π ); de presiune înaltă ( 5.30.2s ÷=π ); de presiune foarte înalta ( 5.3s >π ). În cazul supraalimentării joase nu sunt necesare modificări constructive ale motorului. În cazul supraalimentării înalte trebuie reconsiderată dimensionarea echipamentului mobil şi a lagărelor motorului. În cazul supraalimentării foarte înalte se au în vedere următoarele: - confecţionarea pistonului din materiale superioare (în special capul pistonului); - răcirea adecvată a pistonului; - răcirea intermediară a aerului de supraalimentare între suflantă şi intrarea în cilindru. 2.4.2. Clasificarea sistemelor de supraalimentare 1. După modul de realizare a presiunii de supraalimentare: - prin mijloace exterioare motorului: suflanta este acţionată de o maşină electrică independentă de motor, având de-a face cu aşa-numita supraalimentare simulată; - prin mijloace ce utilizează energia vehiculată de motor: • fără suflantă şi turbină, prin utilizarea energiei sistemului de unde de presiune

din traseul de admisie; • fără suflantă, prin utilizarea energiei sistemului de unde de presiune din

traseul de evacuare; - sistem de turbosupraalimentare (TSA) cu turbină de impuls (TI), sau de presiune constantă (TPC). 2. După tipul suflantei:

- volumetrice: - cu piston în mişcare alternativă; - cu rotoare profilate; - dinamice: - radiale; - axiale; - radial-axiale (centrifugale).

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate, la acest tip comprimarea încărcăturii proaspete realizându-se prin impulsul pe care paletele rotorului îl imprimă fluidului proaspăt (lucrul mecanic al compresorului se transmite sub formă de energie cinetică de la palele rotorice ale compresorului către fluid).


136

3. După modul de cuplare cu motorul şi după modul de utilizare a energiei: - sistem de supraalimentare mecanic: există doar cu legătură cinematică între motor şi suflantă; - sistem de turbosupraalimentare consacrată: exista doar cu legătură gazodinamică între motor şi grupul de supraalimentare, fără nici o legătură cinematică între acestea; - sistem de turbosupraalimentare mixt: există atât legătură gazodinamică cât şi cinematică a grupului de turbosupraalimentare cu motorul; - turbosupraalimentare cu grup turbină-suflantă (legătură gazodinamică cu motorul)şi cu utilizarea suplimentară a unei turbine de putere antrenată separat de gazele de evacuare din motor: sistem turbocompound.

Procedee generale de supraalimentare

A. Supraalimentare simulată. Procedeul este utilizat ca metodă suplimentară de supraalimentare,

sistemul principal putând fi de turbosupraalimentarea consacrată. Supraalimentarea simulată se utilizează în cazul motoarelor lente, în doi timpi, la regimuri parţiale şi la pornire, regimuri pentru care turbosupraalimentarea consacrată nu este eficientă (ex.: motoarele KSZ-MAN B&W). Suflanta este antrenată de un motor electric. Se mai utilizează pentru motoarele monocilindrice experimentale de laborator. La sistemele de supraalimentare prin inerţie (la care creşterea presiunii de admitere se realizează pe baza inerţiei curentului de încărcătură proaspătă care se deplasează prin conducta de admisie) precomprimarea este condiţionată de unele particularităţi constructive ale conductelor de admisie şi ale camei care comandă supapa de admisie. Cama de admisie trebuie profilată astfel încât secţiunea de trecere a supapei de admisie, în prima parte a cursei pistonului, să fie foarte mică; ca urmare, în cilindrul motorului se realizează o depresiune puternică. Când pistonul ajunge aproape de mijlocul cursei de aspiraţie, supapa de admisie se deschide rapid, oferind pentru trecerea încărcăturii proaspete o secţiune mare. Viteza curentului pe sub supapă, datorită condiţiilor favorabile pentru curgere, atinge valori ridicate, realizându-se o umplere inerţională până la valori ale presiunii, la sfârşitul procesului, de ordinul: pS= (1,1…1,2)p0.

La cele de mai sus se adaugă necesitatea utilizării unor conducte de admisie de lungime mare, care, de obicei, trebuie să depăşească 5m, sau a unor conducte de admisie echipate cu rezonatori speciali (Model Audi fig. 2.57 a, model Peugeot fig.2.57 b).

Eficacitatea unui astfel de sistem de supraalimentare este legată de turaţia motorului. (în general, eficacitatea sistemului scade o dată cu turaţia).

SUPRAALIMENTAREA

137

Dar, având în vedere factorii care pot să determine caracterul undelor de presiune din sistemul de admisie, chiar în domeniul turaţiilor înalte vor exista, pentru fiecare construcţie de motor în parte, intervale de turaţie preferenţiale, pentru care efectul asupra supraumplerii va fi maxim.

Stimularea procesului de evacuare (prin conducerea coerentă a reflexiei controlate de undă sau prin utilizarea ejectoarelor ce creează o depresiune în canalizaţia de evacuare) are un rol benefic în micşorarea cantităţii gazelor reziduale şi implicit în favorizarea umplerii.

Fig. 2.57 Modele de rezonatoare montate pe conducta de pe admisie


138

B. Supraalimentarea mecanică. Procedeul este redat în figura

2.58, în care distingem suflanta S, motorul M, care antrenează suflanta printr-un multiplicator de turaţie (sau transmisie hidrodinamică). Sistemul este utilizat în cazul motoarelor cu necesitate de supraalimentare joasă sau medie. În cazul transmisiei hidrodinamice, soluţia prezintă avantajul amortizării vibraţiilor torsionale.

Printre remarcabilele realizări semnalate în literatura de specialitate amintim variantele supraalimentării mecanice realizate de firma Mercedes, varianta dezvoltată de Renault pentru turbo-supraalimentarea variabilă, varianta Hyperbar şi varianta Comprex.

a) Supraalimentarea mecanică Mercedes La automobile, supraalimentarea prin compresor mecanic permite

îmbunătăţirea sensibilă a umplerii cilindrilor. Dacă în trecut servea numai la creşterea puterii motorului, el asigură astăzi funcţiuni care sunt legate de exigenţele epocii noastre, prin reducerea consumului şi a emisiilor poluante. Pe scurt, cu ajutorul supraalimentării mecanice se poate combina simplitatea unui motor de 4 cilindri cu puterea unuia de 6. Spre exemplu (figura 2.59):

- Consumul de carburant: Motorul Mercedes de 142 kw (193 CP) consumă

8,2 litri la 100 km, cu aproape 20% mai puţin decât cel atmosferic, de aceeaşi putere.

- Emisiile poluante: Substanţele toxice eliminate de C 230 KOMPRESSOR sunt cu peste 70% mai reduse decât valorile limită ale viitoarelor norme antipoluare ale Uniunii Europene.

- Cuplul: Cei 4 cilindri dezvoltă un cuplu maxim de 280 Nm, la 2500 rot/min, care este disponibil până la 4800 rot/min. Prin urmare, acest motor atinge valori mai mari, dar la regimuri mai joase, realizând o economie de carburant de 1-2 litri la 100 km, în plaja de sarcini parţiale, în funcţie de viteză. Noul compresor Mercedes funcţionează după principiul suflantei ROOTS,

inventată în 1890 de americanii Francis şi Philander Roots, pentru pompele de apă. În cooperare cu specialiştii firmei EATON, compresorul mecanic a fost perfecţionat: De exemplu, un material sintetic special acoperă cei doi rotori (cu trei lobi fiecare), care se angrenează la 600 în interiorul unui carter oval.

Figura 2.58 Supraalimentare mecanică

SUPRAALIMENTAREA

139

Rotirea celor doi rotori cu viteze de până la 12000 rot/min, fără să se atingă, este sincronizată cu un angrenaj. Alături de alte măsuri, acoperirea rotorilor creşte randamentul compresorului cu peste 30%. De fapt, permite reducerea jocului dintre rotori la sub 0,2 mm. Astfel, aerul nu poate uşor scăpa, iar compresorul oferă un debit important şi la regimuri joase. Trebuie menţionat şi aliajul utilizat pentru rotori care (alături de forma goală la interior a acestora) contribuie la reducerea greutăţii şi a momentului de inerţie.

Deoarece supraalimentarea nu este necesară atunci când motorul funcţionează în plaja inferioară de sarcini parţiale, a fost adoptat un ambreiaj magnetic, care cuplează compresorul doar când este necesar (reducând astfel pierderile prin frecare şi prin curgere). Când compresorul nu este cuplat, aerul se întoarce la gura de aspiraţie.

Noul motor Mercedes al Clasei C este echipat şi cu un sistem de răcire intermediară, care amplifică efectul supraalimentării. Aerul provenit de la compresor intră în schimbătorul de căldură, unde este puternic răcit (aerul rece are o densitate mai mare şi, prin urmare motorul „absoarbe“ o masă mai mare de aer). Fluxul de aer este asigurat printr-un debitmetru masic, dispus în spatele schimbătorului de căldură, ce transmite informaţia la calculatorul care gestionează funcţionarea motorului.

Comparativ cu turbocompresorul, această variantă oferă un răspuns mai bun, o presiune de supraalimentare stabilă deoarece compresorul mecanic este legat direct de motor (printr-o transmisie cu curea) şi, prin urmare, răspunde spontan la fiecare modificare a poziţiei pedalei de acceleraţie.

Turbocompresorul este în general tributar energiei gazelor de evacuare, ceea ce determină un decalaj inevitabil între apăsarea pedalei şi momentul începerii supraalimentării.

Un alt aspect important în favoarea compresorului mecanic este reprezentat decontrapresiunea mică pe canalizaţia de evacuare (compresorul nefiind integrat pe sistemul de exhaustare).

Fig. 2.59 Supraalimentarea mecanică Mercedes SLK


140

Nu se influenţează nici temperatura gazelor arse (ca în cazul turboumplerii) şi deci, după o pornire la rece, catalizatorul atinge rapid temperatura de funcţionare optimă, conversia substanţelor toxice începând mai devreme.

Întrucât zgomotul a fost mereu principala critică adusă supraalimentării mecanice, specialiştii firmei au acordat o atenţie sporită acestei probleme, pentru a-i depista cauzele. Zgomotul este produs, în proporţie de aproape 41% de aspiraţie, în timp ce doar 18% provine de la piesele în mişcare. În urma simulărilor efectuate pe computer şi a testelor sofisticate, s-a optimizat motorul şi din acest punct de vedere.

Principalele caracteristici ale noului motor Mercedes de 2,3 litri, cu compresor sunt:

- cilindree – 2295 cmc - alezaj – 90,9 mm - cursă – 88,4 mm - raport de compresie – 8,8:1 - putere nominală – 142 kW (193 CP), la 5300 rot-min

b) Turbocompresorul cu geometrie variabilă (Renault)

Apărut la motoarele serie la începutul anilor ’80, turbo-compresorul permitea ridicarea performaneţelor, pentru aceeaşi cilindree, prin creşterea presiunii de alimentare ( turbosupraalimentarea şi-a făcut din ce în ce mai mult loc pe automobil trecând din lumea Formulei 1 -unde a reuşit să împingă puterea motoarelor de 1,5 l ale anilor ’85 până în jur de 1200 CP- în cea a motoarelor diesel. Practic, nu există astăzi M.A.C. care să nu fie sau să nu posede variantă supraalimentată, nemaivorbind de tracţiunea grea unde 99% din autocamioane şi utilaje sunt acţionate de turbodieseluri. Un singur inconvenient major a umbrit eficacitatea turbocompresorului: timpul de răspuns la turaţii joase. Caracterizat de o anumită întârziere între apăsarea pe pedala de acceleraţie şi răspunsul motorului, generată de timpul relativ mare necesar turbinei pentru a intra în regim. Cu noul Turbocompresor cu Geometrie Variabilă preluat direct din aeronautică (figura 2.60), firma Renault înlătură acest inconvenient. T.G.V.-ul aplicat pe motorul 2.1. Turbo Diesel al modelului Espace schimbă favorabil curba de moment la turaţii joase prin modificarea în sensul creşterii a presiunii de alimentare cu efecte pozitive asupra acceleraţiilor şi reprizelor (acest dispozitiv necesită în schimb o mare precizie în realizarea pieselor componente).

Fig. 2.60 Turbocompresor TGV Renault

SUPRAALIMENTAREA

141

Principiul de funcţionare se bazează pe fenomenul de ajustare instantanee a energiei disponibile pe motorul turbinei. Fluxul de gaz de eşapament este canalizat de aripioarele situate în carterul turbinei şi ale căror poziţie variază în funcţie de scăderea presiunii din colectorul de admisie. Reglarea presiunii de supraalimentare se face numai prin modificarea înclinării aripioarelor pilotate de o capsulă pneumatică de reglare. La un turbo standard această capsulă comandă supapa de descărcare (waste gate).La turaţii reduse debitul de gaz în eşapament este redus. În cazul unui turbo clasic în acest moment energia disponibilă la roata turbinei este limitată. La TGV, prin înclinarea aripioarelor spre poziţia „închis“, se permite creşterea vitezei gazului de eşapament înainte de intrarea în turbină realizându-se implicit mărirea energiei ce permite creşterea presiunii în alimentare mult mai rapid.

În funcţie de turaţie, presiunea de alimentare este controlată prin varierea înclinării aripioarelor, evitându-se astfel la turaţii ridicate şi pierderile de energie prin supapa de descărcare - în cazul motoarelor turbo clasice.

Sistemul dezvoltat de firma Garett, aplicabil pe motoare auto, necesită mici modificări: la susţinere, din cauza volumului şi greutăţii cu ceva mai mari, modificări la circuitul de ulei privind gresarea palierelor turbo şi la tubulatura de eşapament prin nervurări şi modificări în structura materialelor, necesare din

cauza variaţiilor de temperatură mai mari. Motorul Renault diesel de 2038 cmc, furnizează 88 CP, supraalimentat prin turbo clasic şi 92 CP cu TGV.

c) varianta de supraalimentare Hyperbar O altă soluţie modernă pentru înlăturarea şi evitarea îmbogăţirii excesive a amestecului este sistemul HYPERBAR. La regimurile joase, când debitul gazelor arse la motor este redus, intră în funcţiune un arzător, ce generează un debit suplimentar de gaze şi menţine turbina la o turaţie ridicată. În perioada accelerării pompa de injecţie îşi adaptează debitul la presiunea de supraalimentare. Utilizând acest procedeu, firma POYAUD, prin mărirea presiunii de supraalimentare de la 0,27 Mpa la 0,8 Mpa, a obţinut presiuni medii efective de 3,215 Mpa (Tabelul 2.3).

Tab. 2.3 Rezultatele experimentale obţinute cu sistemul Hyperbar

D / S mm / mm

Pe1 kW/cil

n RPM

ε -

PS MPa

Pe MPa

Pmax MPa

135/122 49,3 2500 15-17 0,27 1,355 + 135/122 73,6 2500 9,2 0,50 2,020 14,0 135/122 110,3 2500 7,8 0,80 3,215 17,0

Fig. 2.61 Supraalimentare Hyperbar


142

d) soluţia de supraalimentare Comprex Sistemul de supraalimentare COMPREX realizează comprimarea aerului

de către gazele de ardere prin efectul undelor de presiune. Agregatul se compune dintr-un rotor antrenat mecanic de arborele cotit şi prevăzut cu compartimente longitudinale X-Y(celule); el se roteşte într-o carcasă ce asigură etanşarea celulelor. Carcasa este prevăzută la cele două capete cu orificii prin care pătrunde sau iese gazul din agregat. În prima fază gazele arse comprimă aerul din celulă (în momentul deschiderii orificiului a, gazele arse din colectorul de evacuare E pătrund în celulă prin capătul Y şi comprimă aerul producând o undă de presiune care se propagă către cealaltă extremitate X, astfel încât, la un moment dat în celulă se află gaze arse la presiune ridicată, o zonă de aer comprimat aflată în mişcare cu coloana de gaze arse şi aer în repaus la joasă presiune). În momentul când unda de presiune ajunge la capătul X al celulei se deschide orificiul d şi aerul comprimat este împins de gazele arse în colectorul de admisie A. Când frontul gazelor arse ajunge la capătul X al celulei, orificiul d se închide. Anterior acestui moment s-a întrerupt legătura celulei cu colectorul de evacuare (orificiul a se închide), astfel că apare o undă de depresiune. La închiderea orificiului d, unda de depresiune se reflectă în X şi contribuie la deplasarea gazelor arse în sens invers -spre Y-spre, orificiile de evacuare b fiind deschise. În momentul în care unda de destindere a gazelor arse ajunge la capătul X al celulei, se deschid orificiile c prin care pătrunde aer din atmosferă, unda se reflectă spre Y devenind undă de comprimare care împinge gazele arse prin orificiile b, creind simultan şi o undă de depresiune. Când unda de depresiune ajunge la capătul Y celula este plină cu gaze proaspete ; acum se deschid orificiile a prin care pătrund gazele arse şi procesul este reluat. Aceste unde au ca efect reducerea rezistenţelor la admisie şi la evacuare.

Alte avantaje ale procedeului COMPREX sunt: - fiind legat mecanic cu motorul, răspunde rapid la variaţia turaţiei; - agregatul este mai robust, întrucât funcţionează la turaţii mai joase, comparativ cu turbosuflanta; - celulele fiind răcite periodic cu aer, regimul termic este redus, agregatul putând fi confecţionat din materiale mai ieftine

Printre dezavantajele procedeului pot fi menţionate: - consumă din energia produsă de motor (cca 1%); - este mai voluminos şi mai greu decât un turbocompresor; - gradul de supraalimentare este mai redus decât în cazul turbocompresorului; zgomot mai mare.

Fig. 2.62 Supraalimentarea prin

procedeul Comprex

SUPRAALIMENTAREA

143

C. Turbosupraalimentare clasică Este procedeul clasic, redat în figura 2.58; se constată existenţa numai a

legăturii gazodinamice între motor şi grupul de supraalimentare. Sistemul acesta de supraalimentare este cel mai general utilizat şi prezintă următoarele avantaje:

din punct de vedere funcţional: � autoreglare în funcţie de turaţie şi sarcină:

a) - dacă turaţia variază şi sarcina creşte, atunci temperatura şi entalpia gazelor evacuate cresc, deci creşte lucrul mecanic dezvoltat de turbină, creşte şi presiunea de supraalimentare (această creştere a presiunii de supraalimentare duce la creşterea presiunii şi temperaturii pe ciclu, astfel reglându-se funcţional grupul de supraalimentare cu motorul, la creşterea sarcinii); b) - dacă sarcina este constantă şi turaţia creşte, se măreşte debitul de gaze ce se destinde în turbină, deci va creşte turaţia turbinei, ceea ce conduce la creşterea turaţiei suflantei, deci sistemul motor–agregat de turbosupraalimentare TSA se autoreglează şi la creşterea turaţiei.

� sistemul de turbosupraalimentare consacrată permite atingerea unor

rapoarte de comprimare în suflantă 5.4pp

0

scs ≤== ππ , astfel încât se poate

asigura supraalimentarea înaltă; prin sistemul TSA consacrată se pot realiza presiuni medii efective de ordinul 22 m/kN1020 ⋅ pentru MAI4T, respectiv

22 m/kN1016 ⋅ pentru MAI2T. Atunci când se doreşte un raport de comprimare 5.44s ÷>π , se poate recurge la una din soluţiile:

� utilizarea unei suflante în două trepte: comprimarea realizează comprimarea în două trepte, deci vor fi două rotoare (suflante) înseriate, antrenate de aceeaşi turbină;

� turbosupraalimentarea în două trepte: există două grupuri de turbosupraalimentare, fiecare componentă a primului grup TSA fiind înseriată cu corespondenta din următorul grup; sistemul prezintă, faţă de sistemul cu suflantă în două trepte, avantaje în ceea ce priveşte economia şi adaptarea la regimuri variabile de tracţiune; în acest sistem, pentru

eficientizarea supraalimentării se pot utiliza două răcitoare de aer.

D. Turbosupraalimentare mixtă.

Procedeul combină ultimele două tipuri de supraalimentare, obţinându-se variante în două trepte (fig. 2.64). Prima variantă, cu SA mecanică şi TSA este utilizat la regimuri parţiale, la care este iniţial antrenată mecanic prima suflantă, care, pe măsura creşterii sarcinii, iese din funcţiune, Figura 2.63. Supraalimentare mecanică


144

intrând în lucru cea de-a doua suflantă, aceea din grupul TSA consacrată; tot un sistem TSA mixtă (figura 2.64,b) este sistemul turbocompound (figura 2.60).

Observaţie: Motoarele în doi timpi nu pot funcţiona decât cu baleiaj. Aceasta conduce însă la răcirea gazelor de evacuare, deci la funcţionarea dificilă sau chiar imposibilă a grupului SA la porniri şi la regimuri parţiale, de unde şi necesitatea utilizării unui sistem SA suplimentar adecvat regimurilor menţionate anterior, adică TSA mixtă. În ceea ce priveşte turbina de gaze a sistemului TSA consacrată, supraalimentarea poate fi, aşa cum s-a menţionat deja, de una din variantele: TI sau TPC. Sistemul de supraalimentare cu turbina de presiune constantă (TPC) se caracterizează prin existenţa unui colector de volum mare în raport cu volumul cilindrului. Evacuarea de la toţi cilindrii se cumulează în acest colector comun. Energia cinetică a gazelor de evacuare se transformă în mare parte în căldură, prin frecările de pereţii colectorului şi prin turbionare, iar o mică parte de energie cinetică generează oscilaţii de presiune cu amplitudinile cuprinse între bar7.02.0 ÷ . Sistemul de turbosupraalimentare cu turbină de impuls (TI) se caracterizează prin existenţa unui colector cu dimensiuni cât mai reduse, astfel încât secţiunea de intrare în turbină să fie cât mai apropiată de cea de evacuare a gazelor din motor; se are în vedere faptul că energia cinetică a gazelor de evacuare este utilizată aproape direct de către turbina de gaze, iar undele de presiune generate vor avea amplitudini de bari43 ÷ ; trebuie deja menţionat, încă din acest stadiu, faptul că nu pot fi cuplaţi pe acelaşi colector decât cilindrii pentru care diferenţa unghiulară între aprinderi este mai mare decât durata unghiulară de deschidere a organului de evacuare. Sistemul de turbosupraalimentare (TI) se utilizează în cazul unor motoare fără restricţii ale regimului de tracţiune (de propulsie), de exemplu motoarele de putere mare, dar cu raportul dintre putere şi masa vehiculului mică (motoarele navale); randamentele agregatelor de supraalimentare mai reduse (sub 60%), ceea ce le face utilizabile pentru motoare cu regimuri variabile de funcţionare. Dezavantajele sistemului SA cu TI pot fi ameliorate prin diverse măsuri, cum ar fi: racordarea unui număr minim de trei cilindri pe acelaşi colector de evacuare sau utilizarea unor transformatoare de impuls concepute într-una din următoarele variante: impuls simetric cvadruplu, utilizat pentru motoarele cu număr de cilindri multiplu de patru, la care evacuările de la câte patru cilindri se unesc în câte un colector comun; transformator de impulsuri (pulsoconvertor), la care viteza mare a jetului de gaze evacuate dintr-un cilindru la presiune mare este frânată de jetul de gaze de evacuare cu viteză mai mică, provenind de la un cilindru cu presiune de evacuare mai redusă; într-un rezervor (difuzor) de pe conducta de amestec a jeturilor din cei doi cilindri, se produce transformarea energiei cinetice în energie de presiune,

Fig. 2.64 Supraalimentare în trepte

SUPRAALIMENTAREA

145

putându-se, în acest fel, diminua amplitudinea impulsurilor de presiune; este utilizat şi fenomenul de ejecţie; amortizarea oscilaţiilor de presiune, realizată în rezervor, poate duce la utilizarea raţională a modificării impulsurilor de presiune, combinând astfel avantajele celor două tipuri de turbine de gaze prezentate.

La MAI cu piston supraalimentarea este cel mai important mijloc pentru creşterea puterii motoarelor ce funcţionează la altitudini mici sau pentru menţinerea constantă a presiunii de admisie la motoarele ce funcţionează la altitudini mari (în aviaţie) (Tabelul 2.4).

Tab. 2.4 Influenţa altitudinii asupra reducerii puterii efective a motorului

Altitudinea (m) Parametri 0 610 1220 1830 2440 3050 3660 4270 4880 5490 Temperatura, în 0C

+15 +12,2

+8,9 +5,5 +2,2 -1,1 -4,4 -7,8 -11,1 -14,5

Presiunea atmosferică, în daN/cm2

1,0

0,96

0,88

0,83

0,77

0,70

0,66

0,61

0,56

0,52

Densitatea relativă a aerului, în %

100

93

89

83

78

73

69

64

60

56

Puterea efectivă a motorului fără supraalimentare, În %

100

94

87

80

75

70

65

60

56

51

Presiunea de supra-alimentare, faţă de presiunea mediului ambiant, în daN/cm2

0

0,07

0,12

0,17

0,22

0,26

0,30

0,35

0,385

0,42

2.4.3. Particularităţi ale procesului de schimb de gaze la motoarele supraalimentate : Sisteme TSA pentru MAI4TS

Evidenţierea particularităţilor supraalimentării se face pe baza comparaţiei diagramei de pompaj a unui motor nesupraalimentat (fig. 2.65 ,a cu MAI4TS fig. 2.65 b,c) Se constată că presiunea pa din cilindru, pe durata cursei de admisie este mai mică decât presiunea de supraalimentare ps datorită pierderilor gazodinamice la curgerea prin conducte.


146

Principala caracteristică a diagramei indicate a motorului supraalimentat o reprezintă faptul că presiunea din cilindru în timpul umplerii, pa, este superioară presiunii din timpul cursei de evacuare pev. Aceasta face ca aria diagramei de pompaj să reprezinte un lucru mecanic pozitiv, care se adună la lucrul mecanic reprezentat prin bucla superioară a diagramei indicate. Acest avantaj se adaugă avantajului realizat prin creşterea presiunii din cilindru la sfârşitul umplerii la motorul supraalimentat faţă de motorul cu umplere normală.

Dacă se compară între ele diagramele b şi c din figura 2.65 se poate vedea avantajul obţinut prin utilizarea supraalimentării la motoarele care funcţionează în altitudine. Condiţia necesară pentru a asigura admisia aerului în cilindri este ca presiunea din colectorul de admisie CA să fie superioară celei a gazelor din cilindri. Îndeplinirea condiţiei este dependentă de modul în care se realizează optimizarea fazelor distribuţiei, care diferă de cele ale MAI4TNS.

Astfel, avansul la deschidere supapei de evacuare (d.s.e.) este mărit, fapt ce asigură o evacuare mai eficientă a gazelor arse. Condiţia necesară pentru a asigura admisia aerului în cilindri este ca presiunea din colectorul de admisie CA să fie superioară celei a gazelor din cilindri. Îndeplinirea condiţiei este dependentă de modul în care se realizează optimizarea fazelor distribuţiei, care diferă de cele ale MAI4TNS. Astfel, avansul la deschidere supapei de evacuare (d.s.e.) este mărit, fapt ce asigură o evacuare mai eficientă a gazelor arse. În privinţa întârzierii închiderii supapei de admisie (î.s.a.), se impune mărirea acesteia pentru a utiliza aspectul inerţial al fenomenelor dinamice din colectorul de admisie.

a b c Fig. 2.65 Comparaţia între diagrama unui MAI4TNS (a) şi MAI4TS (b,c)

Fig. 2.66 Baleiajul la M.A.I.4TNS şi

M.A.I.4TS

SUPRAALIMENTAREA

147

Într-adevăr, pe durata PSG diferenţa CEs pp − , unde pCE este presiunea din

colectorul de evacuare CE, creşte, drept care este raţional a mări întârzierea î.s.a. pentru a intensifica postumplerea inerţială. Referitor la optimizarea momentelor închiderii supapei de evacuare (î.s.e.) şi deschiderii supapei de admisie (d.s.a.), menţionăm că acestea trebuie corelate în vederea realizării unui baleiaj eficient (fig. 2.66, în care s-a reprezentat variaţia înălţimii de ridicare a supapelor de admisie şi

evacuare, SA şi SE, în funcţie de unghiul de rotaţie al manivelei arborelui cotit: ( )αhh = ).

(Pentru MAI4TS avem ∆αds = 90 ÷ 110° RAC –antrenare mecanică a suflantei şi ∆αds=90÷150° RAC la turbosupraalimentare faţă de ∆αds = 40 ÷ 60° RAC pentru MAI4TNS.) Acest lucru este dictat de faptul că baleiajul trebuie să asigure reducerea cantităţii de gaze arse reziduale, prin evacuare forţată a gazelor arse de către aer şi reducerea solicitărilor termice ale organelor motorului, cum ar fi supapele de evacuare şi pereţii camerei de ardere. Pentru construcţiile obişnuite de motoare supraalimentate, valorile cotelor de reglaj ale umplerii sunt cuprinse între următoarele limite (figura 2.66,figura 2.67) :

- avansul la deschiderea supapei de admisie: αdsa = 200 … 800 R.A.C. - întârzierea la închiderea supapei de admisie: αîsa = 300 … 800 R.A.C.

valorile mai mari corespunzând motoarelor cu turaţie mai mare sau cu un grad mai ridicat de supraalimentare.

Avansul la deschiderea supapei de evacuare poate fi egal cu acela de la motoarele cu umplere normală. Aceasta datorită condiţiilor favorabile de presiune care asigură o evacuare bună chiar dacă secţiunile de trecere pe sub supapă sunt mai reduse la început.

În ceea ce priveşte întârzierea la închiderea evacuării aceasta se alege mai mare decât la motoarele normale deoarece, vitezele de evacuare fiind mari, curentul de gaze poate să curgă prin inerţie mai mult timp.

În acest fel, pentru construcţiile obişnuite de motoare supraalimentate, valorile cotelor de reglaj ale evacuării sunt cuprinse între următoarele limite:

- avansul la deschiderea supapei de evacuare: αdse = 300 … 700 R.A.C. - întârzierea la închiderea supapei de evacuare: αîse = 100 … 750 R.A.C. Întârzierea la închiderea evacuării se corelează cu avansul la deschiderea

admisiei în aşa fel încât să se obţină un unghi de suprapunere a deschiderii supapelor suficient de mare pentru a se asigura baleiajul cilindrului între cele două procese de schimb de gaze.

Fig. 2.67 Optimizarea deschiderii şi

închiderii supapelor


148

Valori mari ale unghiului de suprapunere a deschiderii supapelor sunt admise numai la motoarele cu formarea amestecului în interiorul cilindrului, la care umplerea se face cu aer (MAC).

Aceasta deoarece în timpul baleiajului cilindrului o parte din încărcătura pătrunsă în cilindru se pierde prin supapa de evacuare, cantitatea de încărcătură pierdută variind în acelaşi sens cu mărimea unghiului de suprapunere.

La motoarele cu formarea amestecului în exterior (MAS), la care umplerea se face cu amestec de aer şi combustibil, baleiajul cilindrului conduce astfel la un consum suplimentar de combustibil (la aceste motoare, intensitatea baleiajului se reduce cât mai mult prin alegerea unei soluţii potrivite de suprapunere a deschiderii supapelor).

La motoarele în patru timpi supraalimentate, baleiajul cilindrului nu are numai rolul realizării unei curăţiri suplimentare a cilindrului de gazele arse rămase în urma evacuării normale ci, în special, are rolul de a răci suprafeţele care limitează camera de ardere a motorului, operaţie impusă de solicitările termice mari la care sunt supuse organele respective. În plus, prin operaţia de baleiaj se realizează o diluare cu aer a gazelor de evacuare, care conduce la micşorarea temperaturii lor.

Răcirea gazelor de evacuare este obligatorie în cazul când sunt utilizate pentru antrenarea turbinei agregatului de supraalimentare (de aici şi unghiurile mari de suprapunere întâlnite în aceste cazuri).

2.4.4. Factorii care influenţează supraalimentarea Umplerea forţată prin supraalimentare este influenţată de o serie de factori

funcţionali şi constructivi. I. Influenţa factorilor funcţionali a. Influenţa presiunii de supraalimentare Se constată experimental că o

creştere a presiunii de supraalimentare pS nu determină o creştere proporţională a presiunii de admisie pa. Iniţial această presiune creşte mai rapid decât pS, apoi tinde asimptotic către pS, dar rămâne, din cauza pierderilor gazodinamice, sub valoarea acesteia. De asemenea, se observă că mărirea presiunii pS duce la creşterea coeficientului de umplere. Aceasta se explică prin faptul că se măreşte presiunea pa, se reduce temperatura suprafeţelor calde ca urmare a intensificării baleiajului, se măreşte gradul de spălare a cilindrului din gazele de ardere.

b. Influenţa dozajului O dată cu mărirea gradului de supraalimentare creşte temperatura maximă

a ciclului şi se măreşte solicitarea termică, ceea ce impune stabilirea unui dozaj adecvat.

În cazul supraalimentării se arde în cilindrul motorului, în fiecare ciclu, o cantitate de combustibil mai mare decât la un motor similar, cu umplere normală.

Fig. 2.68 Limita creşterii ps

SUPRAALIMENTAREA

149

Acest fapt determină o creştere a temperaturilor ciclului precum şi a temperaturii gazelor arse evacuate.

Aceste temperaturi sunt prohibitive atât pentru organele motorului, care sunt supuse unor solicitări termice mai ridicate, cât şi pentru paletele turbinei care, eventual, antrenează agregatul de supraalimentare.

La MAC o temperatură maximă a gazelor arse se limitează prin sărăcirea dozajului. La supraalimentarea de joasă presiune coeficientul de exces de aer se măreşte cu 8 … 10%, iar la supraalimentarea de presiune medie, mai ales la motoarele rapide, coeficientul de exces de aer creşte cu CC a 20 … 30% faţă de MAI4TNS. La supraalimentarea înaltă excesul de aer are valoare dublă faţă de motorul similar nesupraalimentat.

La MAS detonaţia (arderea anormală) este factorul limitativ al ridicării supraalimentării. Temperatura la sfârşitul umplerii trebuie să fie menţinută în limite rezonabile (îmbogăţirea amestecului contribuind la micşorarea acesteia).

c. Influenţa turaţiei Modificarea turaţiei motorului determină în general o schimbare a

parametrilor de stare ai încărcăturii proaspete. Astfel, prin reducerea turaţiei motorului, în cazul supraalimentării mecanice cu suflantă centrifugă sau Roots, se micşorează nu numai debitul de fluid motor proaspăt, ci scade şi presiunea de supraalimentare pS. La turbosupraalimentare reducerea debitului de gaze micşorează puterea şi turaţia turbinei, deci şi a suflantei, ceea ce reduce debitul şi presiunea pS. Reducerea turaţiei motorului micşorează de asemenea amplitudinea oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare.

La motoarele cu supraalimentare prin suflantă colectorul de admisie trebuie să fie scurt pentru a micşora rezistenţele gazodinamice.

În cazul creşterii presiunii de supraalimentare, datorită amortizării oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare, se înrăutăţeşte baleiajul cilindrului. Totodată, experienţele au arătat că la modernizarea unui motor prin mărirea presiunii de supraalimentare cu 25% a fost necesară o reducere a diametrului colectorului de evacuare cu 14% pentru a menţine presiunea maximă în colector.

Micşorarea secţiunii de trecere a statorului nu poate fi acceptată sub o anumită limită, din cauza creşterii amplitudinilor undelor reflectate, care frânează destinderea gazelor în cilindru şi colector, motiv pentru care lucrul mecanic de refulare creşte. Deşi presiunile mari din colectorul de evacuare favorizează creşteri ale puterii turbinei, a debitului de aer şi a randamentului turbosuflantei, pistonul, în apropiere de p.m.i. va fi frânat (trebuind să producă un lucru mecanic suplimentar necesar trecerii gazelor prin secţiunea mică a turbinei (presiunea acestora în cilindru fiind încă ridicată).

Reducerea volumului colectorului de evacuare este limitată însă, datorită creşterii temperaturii gazelor la intrarea în turbină (deoarece gazele se destind incomplet sau de loc în colector) şi de durabilitatea paletelor. De asemenea la mărirea presiunii maxime din colector se micşorează randamentul turbinei, ca urmare a variaţiei între raportul dintre viteza periferică a rotorului turbinei şi viteza de intrare a gazelor în aceasta.


150

d. Influenţa sarcinii Amplitudinea oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare depinde de

sarcina motorului deoarece la creşterea sarcinii, amplitudinea acestor oscilaţii creşte.

Modificarea caracterului oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare influenţează procesul umplerii forţate, în primul rând, prin modificarea eficienţei baleiajului cilindrului şi, în al doilea rând, prin modificarea indicilor energetici ai turbinei care antrenează agregatul de supraalimentare. Astfel, s-a constatat că la creşterea amplitudinii oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare, eficienţa baleiajului cilindrului creşte. De asemenea, o dată cu creşterea amplitudinii oscilaţiilor de presiune ale gazelor de evacuare, (la sarcină mare), indicii energetici ai turbinei care antrenează agregatul de supraalimentare se îmbunătăţesc.

Deci dacă sarcina scade, evacuarea gazelor prin intermediul undelor este mai puţin importantă, lucrul mecanic de evacuare fiind furnizat de piston. Se produce astfel o undă secundară de presiune cel puţin egală cu a impulsului gazelor şi adesea superioară presiunii de supraalimentare.

Apare astfel o posibilitate de contrabaleiaj (în perioada suprapunerii deschiderii supapelor, gazele sunt refulate, fie în colectorul de evacuare, fie în cel de admisiune).

Din examinarea figurii 2.69 se deduce că motoarele în patru timpi supraalimentate, cu baleiaj, au umplerea mult înrăutăţită la sarcini reduse şi mers în gol; la aceste regimuri, energia gazelor fiind foarte mică, evacuarea lor, aşa cum s-a menţionat anterior, se realizează cu ajutorul lucrului mecanic efectuat de piston; presiunea suflantei scade, în timp ce durata şi intensitatea contrabaleiajului creşte. Particulele de carbon conţinute în gaze şi uleiul de ungere se depun pe supapa de admisiune, în colector şi pe suflantă, ancrasându-le în timp şi micşorând secţiunea de curgere a aerului şi înrăutăţind umplerea.

Există două posibilităţi de reducere a intensităţii contrabaleiajului la mers în gol şi sarcini mici: reducerea turaţiei şi reducerea avansului la deschiderea supapei de admisiune; astfel s-a constatat că la un motor, prin reducerea turaţiei de mers în gol de la 1500 rot/min la 500 rot/min, intensitatea contrabaleiajului a scăzut la 15% din valoarea corespunzătoare turaţiei de 1500 rot/min.

II. Influenţa factorilor constructivi a. Influenţa profilului camei care comandă supapa de admisie Prin profilul camei se urmăreşte realizarea unui timp-secţiune sporit pentru

supapa de admisie, necesar asigurării baleiajului cilindrului, cu menţinerea unui randament ridicat al procesului de umplere.

Fig. 2.69 Influenţa sarcinii; aria a1 reprezintă intensitatea baleiajului, Iar a2

a contrabaleiajului

SUPRAALIMENTAREA

151

Realizarea unei construcţii speciale a profilului camei ce comandă supapa de admisie poate favoriza supraalimentarea inerţială.

b. Supapele de evacuare Creşterea gradului de supraalimentare are ca efect creşterea căldurii

evacuate pe unitatea de timp şi de suprafaţă a pereţilor motorului care vin în contact cu gazele arse. Supapa de evacuare suferă încălziri puternice, mai ales în timpul evacuării gazelor (răcirea SA realizându-se numai prin sediul ei, în timpul cât stă închisă). Pentru reducerea solicitărilor termice se recomandă micşorarea dimensiunilor supapei de evacuare sau varianta de utilizare a două supape de evacuare (ceea ce permite construirea supapelor de admisiune cu diametrul mărit, reducerea pierderilor gazodinamice şi îmbunătăţirea umplerii).

c. Colectorul de evacuare În cazul supraalimentării cu presiune variabilă înaintea turbinei, este

necesar să se adopte arhitectura canalului de evacuare astfel încât oscilaţiile provocate prin deschiderea supapei de evacuare să nu producă perturbarea curgerii gazelor. Aşa cum s-a mai amintit, aceste oscilaţii, variabile cu sarcina şi turaţia, nu trebuie, la rândul lor, să fie perturbate de unde produse de evacuările altor cilindri. În cazul unui motor policilindric, se produce o interferenţă între evacuări, dacă decalajul între ciclurile ce evacuează în acelaşi colector este mai mic de 2400 RAC. Prin urmare, la un motor în patru timpi, un colector de evacuare nu poate servi la mai mult de trei cilindri, ceea ce implică utilizarea unei turbine cu mai multe intrări sau a mai multor turbine.

d. Dispoziţia colectoarelor de evacuare Din condiţia evitării suprapunerii baleiajelor şi a uniformităţii aprinderii se

poate stabili o relaţie de calcul a numărului de colectoare necesar (Tabelul 2.5 ) e. Colectorul de admisiune Încercările experimentale au stabilit că prin alegerea lungimii colectorului de

admisiune se poate obţine prin suprapunerea pe un interval de unghi α 0RAC o îmbunătăţire a umplerii, dacă la închiderea uneia dintre supape se asigură în poarta ei intrarea unui impuls de presiune pozitiv, determinat de trenul de unde excitat de admisiunea din cilindrul vecin. Într-un domeniu restrâns de turaţii se poate asigura şi la motoarele supraalimentate o îmbunătăţire apreciabilă a umplerii prin folosirea fenomenelor dinamice, cu riscul posibilităţii intrării suflantei într-un regim de pompaj. Umplerea dinamică poate fi utilizată şi în cazul turbosupraalimentării, dacă conductele de aer sunt legate în aşa fel încât amplitudinea undelor de presiune să fie mică la suflantă, cu toate că amplitudinile în colectorul de admisiune sunt mari. Într-un domeniu restrâns de turaţii, umplerea dinamică ar putea constitui a doua treaptă de comprimare a aerului admis în motor.

Fig. 2.71 Variaţia presiunii din colectoare la MAI2T

Fig. 2.70 Variaţia presiunii din colectoare la MAI4T


152

Eficienţa baleiajului poate fi îmbunătăţită deci prin utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de evacuare, astfel încât, pe durata ∆αds a deschiderii simultane a supapelor, să avem o creştere a diferenţei de presiune pCA÷pCE, unde pCA este presiunea aerului din colectorul de admisie. Mai mult, urmărind variaţiile presiunilor din cilindru pcil, din colectorul de admisie pCA şi cel de evacuare pCE, vizualizate în figurile 2.70 şi 2.71, pentru MAI4T şi MAI2T, respectiv, se constată existenţa unei perioade în care avem:

CEcilCA ppp >> . (2.93) Tabelul nr. 2.5 Dispunerea colectoarelor de evacuare în funcţie de ordinea de aprindere

În această perioadă, baleiajul se desfăşoară în condiţii optime, drept care optimizarea fazelor distribuţiei presupune stabilirea poziţiei şi extinderii acesteia pe ciclu, pentru eficientizarea PSG.

Aşadar, principalele măsuri constructive luate pentru mecanismul de schimbare a gazelor MSA în scopul eficientizării procesului de schimb de gaze sunt:

- existenţa a câte două (chiar trei) supape de admisie SA şi de evacuare SE, în scopul măririi secţiunii de trecere a gazelor ;

SUPRAALIMENTAREA

153

a. Varianta Skoda Octavia

b. Varianta Opel Fig.2.72 Distribuţia gaz multisupapă


154

- mărirea coeficientului de umplere vη , prin modificarea profilului camei aferente supapei respective; aceasta conduce la mărirea timpului-secţiune TS al supapei respective; astfel, se poate mări presiunea de supraalimentare cu valoarea 0.1 ÷ 0.2 bar, prin efect inerţial al coloanei de admisie; - lungimea colectorului de admisie se va determina astfel încât sa se poată utiliza energia sistemului de unde de presiune din colectorul de admisie CA; - lungimea colectorului de evacuare CE se va alege pe aceleaşi criterii ca şi cele pentru CA; în scopul evitării suprapunerii perioadelor de deschidere simultană a supapelor dsα∆ se va alege:

δα∆ =≤i

Tcds , (2.94)

în care cT -perioada ciclului motor; i-numărul de cilindrii; δ-decalajul unghiular între două aprinderi succesive; - atunci când mai mulţi cilindri evacuează în acelaşi colector, este posibilă soluţia utilizării mai multor colectoare de evacuare; numărul acestora se va determina din relaţia:

cc

csd ni

T≤α∆ , (2.95)

cu ci -numărul de cilindri ce evacuează în acelaşi colector, cn -numărul de

colectoare în care evacuează cilindrii motorului; de preferat ca 3ic ≥ , deoarece numărul de colectoare depinde de numărul de cilindri, de timpii motori şi ordinea de aprindere, baleiajul fiind mai eficient pentru 3ic ≥ (Tabelul 2.5). - volumul colectorului de evacuare raportat la volumul cilindrului:

cil

CE

VV

v = ; (2.96)

dacă ν scade, se pot obţine impulsuri de presiune pe evacuare cu amplitudine suficient de mare, astfel încât diferenţele din relaţia (2.93) să poată fi utilizată raţional. f. Tubulatura de evacuare Interferenţa undelor de presiune din traseul de evacuare este mai accentuată la sistemul TSA cu TI, această interferenţă a undelor reflectate cu procesul de baleiaj reprezentând unul din aspectele critice ale sistemului respectiv. Problema ridicată este stabilirea numărului de cilindri ale căror tubulaturi de evacuare pot fi conectate la aceeaşi turbină, astfel încât interferenţa mai sus amintită să influenţeze în mod pozitiv baleiajul.

Vom numi tubulaturile aferente fiecărui cilindru galerie de evacuare, iar tubulatura care asigură joncţiunea mai multor galerii colector de evacuare (figura 2.73). Numărul maxim de cilindri coli care pot evacua gaze într-un colector de evacuare este:

SUPRAALIMENTAREA

155

ds

Ccol

Ti

α∆= . (2.97)

Practic, MAI policilindrice TSA la presiune variabilă utilizează mai multe colectoare care pot fi conectate chiar la aceeaşi turbină, când există doar un agregat de TSA. De asemenea, valorile uzuale ale lui coli sunt 32 ÷ . În general, cea mai bună utilizare a energiei gazelor o asigură colectoarele de evacuare caracterizate, aşa cum s-a menţionat deja, de 3icol = , reuşind să folosească fenomenele dinamice (reflexiile undelor de presiune) în sensul îmbunătăţirii procesului de schimb de gaze.

În figura 2.73 se prezintă variaţiile presiunii în colectorul de admisie CAp , de evacuare CEp , şi cilindrul 1

1cilp , pentru un grup de trei cilindri conectaţi la acelaşi CE, atât pentru un MAI4TS (fig. 2.73,a), cât şi pentru un MAI2T (fig. 2.73,b). În cazul MAI4TS, colectoarele cu

3icol = asigură cea mai bună utilizare a energiei gazelor până la un grad de comprimare 3p/p 0a = , pentru TSA la presiune variabilă, într-o singură treaptă. Pentru grade de comprimare mai mari de 3, turbina de impuls TI nu mai poate folosi eficient undele de presiune care au o amplitudine mare, drept care se impune folosirea sistemului TPC (la presiune constantă). Pentru MAI2T, gradul de comprimare pentru care sistemul TSA la presiune variabilă este superior celui la presiune constantă este

9.17.1p/p 0s ÷= . Într-adevăr aceste ultime două concluzii pot fi justificate pornind de la exprimarea raportului

puterilor turbinelor aferente celor două sisteme de TSA (vezi punctul I):

TPC

TI

T

EC

TP

TI

T

ECT

TPCTg

T

0TIg

TPC

TI

ii

1

iii

im

d*im

PP

C

ηη

∆∆

ηη

∆∆∆

η∆

αη

��

�

�

��

�

�+≅

≅+

==��

�

, (2.98)

Fig. 2.73 Variaţia presiunilor în cilindru şi

colectoarele de admisie şi evacuare la MAS4TS şi MAI2TS


156

unde: TPCTI P,P sunt puterile turbinei cu impuls, respectiv de presiune constantă,

TPCTI ,ηη randamentul total al turbinei cu impuls, respectiv de presiune constantă,

Ti∆ căderea de entalpie prelucrată în turbina de presiune constantă, Ti∆

căderea de entalpie mediată pe un ciclu, prelucrată de turbina de impuls, ECi∆ căderea de entalpie asociată energiei cinetice a gazelor arse la intrarea în turbina de impuls, mediată pe un ciclu, gm� şi *i debitul masic al gazelor, respectiv entalpia totală (frânată) a gazelor în faţa turbinei TI. Notând TEC i/i1 ∆∆ϕ += , avem 1=ϕ pentru sistemul de TSA la presiune constantă şi 1>ϕ pentru cel de TSA la presiune variabilă.

Analiza datelor experimentale (figura 3.74) demonstrează că la creşterea gradului de comprimare, mărimea ϕ scade, ceea ce înseamnă că viteza de

creştere a căderii de entalpie asociată energiei cinetice ECi∆ este mai mică decât cea a căderii de entalpie Ti∆ . Relaţia (3.98) se poate rescrie astfel:

ϕηϕTPCTI PP = , (2.99)

unde TPTI / ηηηϕ = .

Cum randamentul TIη al turbinei cu impuls din sistemele de TSA ale MAC este mai mic cu aproximativ %2520 ÷ decât TPCη al turbinelor din sistemele de TSA presiune constantă, avem 76.075.0min ÷=ϕη .

Deci, mărimea produsului ϕηϕ ne indică raporturile în care se află puterile

turbinelor. Pentru MAI2T avem 1>ϕηϕ , în condiţiile 1>ϕ (TSA la presiune

variabilă) şi gradul de comprimare în gama de valori 9.17.1p/p 0s ÷≤ , iar pentru MAI4TS în condiţiile 1>ϕ şi 3p/p 0s ≤ . Creşterea puterii motoarelor, deci şi a amplitudinii undelor de presiune, ca şi a randamentelor turbocompresor TK ( 65,0TK ≅η ) a redus dezavantajele sistemului de TSA la presiune constantă, care a fost adoptat pe scară largă pentru MAI2T destinate funcţionării ca motoare de propulsie navală. Anterior s-a menţionat că TSA la presiune variabilă utilizează optim energia gazelor arse atunci când fiecare colector de evacuare este conectat la un număr de trei cilindri, iar pentru 3icol < randamentul turbinei se reduce substanţial. Sistemul de TSA cu convertor de impuls este un compromis între sistemele de TSA la presiune variabilă şi cel la presiune constantă.

Fig. 2.74 Variaţia lui ϕ cu gradul de

comprimare ps/p0

SUPRAALIMENTAREA

157

g. Convertorul de impuls

Este dispozitivul plasat pe traseul de evacuare care asigură o curgere nestaţionară a gazelor din cilindru şi menţine, în acelaşi timp, o curgere staţionară la intrarea din turbină. În figura 2.75 sunt prezentate câteva tipuri de convertoare. Unul dintre primele a fost cel de tip Birmann (figura 2.75,a), care accelerează un curent de gaze cu ajutorul unor ajutaje, astfel încât în zona A, a fiecărui cilindru, se creează un efect de sucţiune sau ejecţie în galeria de evacuare. Însă convertorul trebuie să diminueze pe cât posibil şi efectul interferenţei undelor de presiune asupra procesului de schimb de gaze. Existenţa

ajutajelor, care convertesc energia elastică (presiunea) în energie cinetică, reduc şi posibilitatea propagării undelor de presiune de la o galerie la alta. Deci, mărimea ariei secţiunii oferite curgerii are o influenţă foarte importantă. Majoritatea convertoarelor utilizate sunt proiectate după principiul minimizării pierderilor aferente curgerii prin dispozitiv, dar şi a efectului interferenţei undelor de presiune. Convertorul de impuls simplu din figura 2.75,b este caracterizat de următoarele rapoarte ale ariilor colectorului cS , ajutajului aS şi joncţiunii tS :

15.0S2S

;85.065.0SS

c

t

c

a ÷=÷= . Presupunând că pentru aranjamentul

colectoarelor din aceeaşi variantă, gazele evacuate de cilindrii 1 şi 2 parcurg convertorul, se va constata în zona B aferentă ajutajului cilindrilor 3 şi 4 apariţia unui turbion. Acest turbion va împiedica apariţia unei curgeri semnificative dintr-un colector în altul, precum şi propagarea undelor de presiune spre cilindrii 3 şi 4. Figura 2.75,c prezintă convertorul de impuls tip modul utilizat în traseele de evacuare ale MAI4TS de tracţiune grea şi navale. Astfel gazele evacuate de cilindru sunt accelerate în ajutaj, asigurându-se reducerea presiunii. Cum aria secţiunii transversale a colectorului este relativ mică, se menţine o viteză ridicată a curentului de gaze şi o presiune scăzută. Ca atare, în colector se poate menţine o presiune mai mică decât cea de supraalimentare, asigurând un proces de schimb de gaze optim. Joncţiunea între colector şi turbină se realizează prin intermediul unui difuzor. Se constată că turbina este alimentată cu gaze, în condiţii staţionare, prelucrând energie elastică şi cinetică.

Fig. 2.75 Convertoare de impuls


158

h. Tipul de suflantă Suflanta intervine, în primul rând, prin presiunea de supraalimentare realizată şi, prin debitul de aer furnizat. Suflantele cu piston pot realiza presiuni de refulare mari dar, pentru realizarea unor debite mari, dimensiunile lor trebuie să crească mult. De aceea, sunt utilizate rar, numai cu o funcţionare la turaţie redusă, în special pentru supraalimentarea motoarelor în doi timpi. Suflantele volumetrice rotative, cu rotoare profilate sau cu palete alunecătoare sunt , de asemenea, indicate pentru motoarele în doi timpi. Acestea realizează uşor numai presiuni medii, de aceea se utilizează fie în sistemele de supraalimentare de joasă presiune, fie, ca primă treaptă, în sistemele de supraalimentare înaltă. Turbosuflantele, în special sub formă de suflantă centrifugă, echipează cea mai mare parte dintre agregatele de supraalimentare ale motoarelor. Principalul lor avantaj îl constituie gabaritul redus şi posibilitatea montării în cuplaj direct cu turbina de antrenare, având posibilitatea să funcţioneze la turaţii înalte. Se utilizează în cazul supraalimentării de presiune medie şi înaltă. i. Tipul de turbină Turbina este maşina cu palete care transformă energia elastică a unui fluid compresibil, obţinută prin comprimare prealabilă, în lucru mecanic la axul maşinii. Utilizarea energiei gazelor de evacuare pentru antrenarea unei turbine cu gaze se face pe două căi: prin curent continuu de gaze, sau prin curent pulsator. Corespunzător acestor situaţii, turbinele de antrenare vor fi, aşa cum s-a amintit deja: turbine de presiune constantă sau turbine de presiune variabilă, numite şi turbine de impuls (T.I.). La turbinele de presiune constantă (TPC), amplitudinea oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare, aflat în amontele turbinei, este foarte redusă, reprezentând aproximativ (0,2 … 0,75)p0. Aceasta se realizează printr-o construcţie de colector cu volum mare, comun pentru toţi cilindrii motorului. La turbinele cu impuls (TI), amplitudinea oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare este mare, ajungând până la (3,0 … 4,00)p0. Colectorul are volum mic şi este de lungime redusă, iar la construcţia sa, se iau precauţii pentru evitarea influenţei reciproce a proceselor de umplere din cilindri diferiţi, adică se adoptă soluţia colectoarelor multiple. Evoluţia gazelor arse după supapa de evacuare şi până la ieşirea din turbină, în cazul când alimentarea turbinei se face la presiune constantă, poate fi urmărită în diagrama teoretică a grupului motor – agregat de supraalimentare, reprezentată în figura 2.76. Gazele arse părăsesc cilindrul având parametrii punctului d. Evoluţia ddI reprezintă destinderea adiabatică a gazelor în colectorul de evacuare, până la presiunea pev.. Lucrul mecanic al acestei destinderi este reprezentat prin aria ddInmd. Din aceasta, o parte, şi anume cantitatea reprezentată prin aria ldInml, se consumă pentru învingerea presiunii pev din colector. Restul, adică cantitatea reprezentată prin aria ddIld, se transformă în căldură, prin frânare, deoarece viteza

SUPRAALIMENTAREA

159

curentului de gaze se reduce, prin destinderea în colectorul de volum mare. În urma acestei destinderi însoţită de amortizarea mişcării, presiunea gazelor în amontele turbinei rămâne cvasiconstantă. Prin transformarea energiei cinetice a gazelor arse în căldură, temperatura lor creşte, volumul lor specific mărindu-se de la

IdV la IIdv . Destinderea pe turbina alimentată la presiune constantă se face deci după evoluţia dII II

0a . Procesul a0a reprezintă comprimarea adiabatică în suflanta de supraalimentare. Din cele de mai sus se vede că prin utilizarea unei turbine de presiune constantă pentru antrenarea suflantei de

supraalimentare, nu poate fi utilizată întreaga energie conţinută în gazele de evacuare; o parte, şi anume cantitatea reprezentată prin aria ddIld, se transformă în căldură, prin amortizarea mişcării curentului de gaze. Este drept că, prin aceasta, lucrul mecanic produs de turbină creşte cu cantitatea reprezentată prin aria II

0II0

III daadd . Acest câştig nu compensează însă decât parţial pierderea,

deoarece aria II0

II0

III daadd < aria ddI l d. Evoluţia gazelor arse după supapa de evacuare I până la ieşirea din

turbină, în cazul când alimentarea turbinei se face prin curent pulsator, poate fi urmărită în diagrama teoretică a grupului motor–agregat de supraalimentare, reprezentat in figura 2.77.

Ca şi în cazul precedent, gazele arse părăsesc cilindrul având parametrii punctului d. Turbina fiind plasată în imediata apropiere a supapei de evacuare, destinderea gazelor care părăsesc cilindrul se produce în întregime pe turbină, după curba I

0Iadd . Se recuperează astfel lucrul

mecanic reprezentat prin aria ddI l d. La fiecare ciclu, presiunea gazelor în amontele turbinei nu rămâne constantă ci scade pe măsura scurgerii lor. Experienţa arată că, la aceeaşi presiune de supraalimentare, puterea dezvoltată de turbina cu impuls (TI) este cu CC a. 30% mai mare decât cea obţinută cu o turbină de presiune constantă (TPC).

Fig. 2.76 Turbina de presiune constantă TPC

Figura 2.77 Turbină de impuls


160

Avantajul turbinei cu impuls se micşorează pe măsura creşterii presiunii

de supraalimentare deoarece, după cum se ştie, amplitudinea oscilaţiilor de presiune din colectorul de evacuare, se micşorează odată cu creşterea presiunii de supraalimentare. În plus, turbina cu impuls are randament scăzut şi prezintă dificultăţi de montare din cauza necesităţii plasării în vecinătatea supapei de evacuare. De obicei, din motive de amplasare, se utilizează mai multe turbine cu impuls pentru supraalimentarea unui singur motor policilindric, numărul acestora nefiind neapărat legat de numărul colectoarelor de evacuare.

Avantajele şi dezavantajele utilizării celor două tipuri de turbine:

Turbina cu presiune constantă, din punct de vedere al motorului are următoarele avantaje: 1. Colectoare de evacuare mai simple şi mai ieftine, amplasarea mai uşoară, mai

ales în cazul motoarelor în V. 2. Lucrul mecanic de refulare al pistonului este mai redus, şocul de evacuare se

diminuează rapid şi nu este reflectat de secţiunea relativ mică a reţelei de palete a turbinei. De unde rezultă un consum specific mai redus la presiuni înalte.

3. Condiţii de supraalimentare independente de numărul de cilindri, repartizarea uniformă pe cilindri şi în cazul numărului de cilindri nefavorabil pentru turbina cu impuls (5,7 sau 10 cilindri), ca urmare solicitările termice sunt uniforme. Principalele dezavantaje ale supraalimentării cu presiune constantă înaintea

turbinei, raportate la motor sunt: 1. Presiunea de supraalimentare devine mai mare decât cea din colector la

sarcini mai mari decât la supraalimentarea cu turbină de impuls, astfel la sarcini parţiale umplerea se înrăutăţeşte din cauza contrabaleiajului cu gaze arse.

2. Diferenţa de presiune la baleiaj (psf-pce) este mai mică şi la plină sarcină, fiindcă presiunea din colectorul de evacuare nu scade sub valoarea medie ca şi la supraalimentarea cu turbină cu impuls, la aceeaşi suprapunere a deschiderilor supapelor cantitatea de aer admisă în motor este mai mică.

3. Motorul are o accelerare mai dificilă: - la sarcini parţiale energia primită de turbină este micşorată din cauza lipsei

vârfurilor de presiune, iar umplerea cu gaze a colectorului de evacuare cu un volum relativ mare necesită o durată de timp mai mare;

- cantitatea de gaze reziduale este din cauza contrabaleiajului mai mare la sarcini parţiale şi turaţii mici, pentru o anumită presiune de supraalimentare umplerea cu aer este mai mică, se ajunge mai repede la limita de fum, ca urmare surplusul de putere necesar accelerării scade.

4. Cantitatea de aer mai mică introdusă în motor are ca efect o temperatură ceva mai mare a gazelor de evacuare, dar randamentul mai ridicat al turbosuflantei poate să determine o scădere a temperaturii şi totodată este discutabilă scăderea cantităţii de aer de baleiaj menţionată la punctul 2 de mai sus. Pentru echipamentul de supraalimentare, presiunea constantă înaintea

turbinei are numai avantaje:

SUPRAALIMENTAREA

161

1. Capacitatea de umplere mai mare a reţelei de palete a turbinei acţionate la presiune constantă, ca urmare o turbină mai mică.

2. Reducerea excitării vibraţiilor paletei (excitarea este cu atât mai intensă cu cât turbina are mai multe intrări), ca urmare creşte siguranţa contra ruperii paletelor.

3. Evitarea momentelor datorită efectului giroscopic, din cauza acţionării pulsatoare, de unde rezultă o îmbunătăţire a solicitărilor lagărelor.

4. Randament mai ridicat al turbinei, care nu mai funcţionează cu admisiune parţială variabilă, cu producere de şocuri. Pentru utilizarea turbinei cu presiune constantă este hotărâtoare condiţia:

dacă comportarea mai nesatisfăcătoare la accelerare este acceptabilă pentru destinaţia motorului.

La motoarele de tracţiune care necesită calităţi bune de accelerare, supraalimentarea cu presiune constantă înaintea turbinei nu este indicată. În timp ce la motoarele navale se recomandă, având în vedere raportul mic între puterea instalată şi masa navei, motiv pentru care se poate renunţa la o accelerare rapidă. Timpul necesar accelerării motorului are un efect neglijabil în comparaţie cu durata de accelerare a masei navei.

De aceea, turbina cu presiune constantă a fost introdusă cu mult înainte şi este mult mai des utilizată la motoarele Diesel de puteri mari în doi timpi decât la motoarele în patru timpi, din următoarele motive: 1. La motoarele în doi timpi, avantajele supraalimentării cu presiune constantă

înaintea turbinei se evidenţiază începând cu presiunile medii efective mici. 2. La pornire, la sarcini şI turaţii mici şi la accelerare se utilizează instalaţii

auxiliare care furnizează aerul necesar în condiţiile de funcţionare menţionate. 3. Motoarele mari au mase mari de pus în mişcare şi de accelerat, iar

accelerarea maselor mari depinde mai mult de sarcina plină a motorului decât de durata necesară pentru a ajunge la sarcina plină. Din analiza avantajelor şi dezavantajelor utilizării turbinei cu presiune

constantă rezultă că turbina cu impuls este preferată în următoarele cazuri: - dacă gradul de supraalimentare este moderat; - dacă motorul este utilizat la sarcini variabile, fiindcă puterea turbinei scade

mai încet decât la turbina cu presiune constantă, permiţând astfel o supraalimentare mai bună într-o plajă largă de variaţie a regimurilor de funcţionare.

2.4.5. Particularităţile supraalimentării motoarelor cu aprindere prin

scânteie

Tendinţele actuale de reducere a cilindreei şi consumului specific al motoarelor cu aprindere prin scânteie a determinat în ultimul timp dezvoltarea unor tipuri de motoare supraalimentate.

Presiunea de supraalimentare este reglată şi nu depăşeşte în general 1,8 bar, la rapoarte de comprimare în jur de 7, pentru a evita arderea cu detonaţie; valoarea sa maximă se reglează în funcţie de cifra octanică a benzinei utilizate (pentru CO = 91, ps max = 1,55 bar). Suflanta electrică 2 (figura 2.78) aduce un debit suplimentar de gaz proaspăt la turaţii reduse.


162

Spre exemplu, în cazul motorului Porsche Turbo 3,3 l – Pe = 221kW (300 CP) la n = 5500 rot/min, - funcţionarea motorului fără detonaţie a fost posibilă numai prin utilizarea unui răcitor instalat după suflantă, care a permis scăderea temperaturii aerului cu 400 oC (temperatura aerului la intrare în motor fiind de CCa 1000C). Folosirea răcitorului de aer a adus următoarele avantaje:

- scăderea consumului specific de combustibil; - creşterea puterii litrice cu 5%;

-o alură de creştere rapidă a momentului motor şi o creştere a presiunii medii corespunzătoare momentului motor maxim de 9%, respectiv de la 14,28 – 15,68 bar, mărind adaptabilitatea motorului la tracţiune. Reglarea presiunii de supraalimentare a MAS se face cu ajutorul unei supape by-pass care deviază o parte a curentului de gaze în exterior de la turbină, puterea turbinei scade şi ca urmare presiunea suflantei se micşorează.

Acţionarea supapei de deviere a gazelor este comandată de presiunea de supraalimentare. Motorul supraalimentat are în general aceleaşi părţi componente ca şi motorul nesupraalimentat, cu următoarele modificări ; arborele cu came a fost înlocuit cu unul cu suprapunere a deschiderii supapelor mai mare, supapele de admisiune au fost modificate, cele de evacuare au fost prevăzute cu răcire prin sodiu, s-a introdus un ventilator cu capacitate mărită şi s-a modificat ventilatorul corespunzător unei sarcini mai mari.

2.4.6. Particularităţile supraalimentării motoarelor navale

Principalul procedeu de supraalimentare a MAC navale este TSA, iar variantele de TSA aplicate sunt dependente de natura ciclului motor: în doi sau patru timpi. Variantele de TSA utilizate sunt: - instalaţie de SA cu turbosuflantă (TS) (figura 2.79,a); - instalaţie de SA în paralel (figura 2.79,b); - instalaţie de SA în serie (figura 2.79,b). În toate schemele prezentate în figura 2.79, agregatul de TSA este un turbocompresor, iar suflantele adiţionale în cazul MAI2T pot fi pompe de baleiaj sau electrocompresoare. Instalaţia de SA cu TS prezintă ca avantaje simplitatea constructivă şi dependenţa debitului de gaze arse de regimul de funcţionare al MAI, deci se asigură acordarea agregatului de SA cu motorul. Schema întâi este caracteristică MAI4TS şi prezintă o răcire intermediară a aerului de SA. Din expresia densităţii:

RTp=ρ ,

1 – turbosuflantă; 2 – suflantă auxiliară; 3 – difuzor

Fig. 2.78. Schema dispoziţiei suflantei auxiliare antrenate electric

SUPRAALIMENTAREA

163

se observă imediat că mărirea acesteia datorată creşterii presiunii este afectată de creşterea temperaturii, care însoţeşte orice evoluţie de comprimare. Deci, răcirea aerului asigură o mărire a densităţii, compensând efectul creşterii temperaturii. Notând ar21 T,T,T -temperaturile la intrarea, ieşirea şi, respectiv, temperatura agentului de răcire (în cazul MAC navale fiind apa de mare) la intrarea în răcitorul de aer RA, putem defini eficienţa răcitorului de aer RA:

ar1

21RA TT

TT−−

=ε , (2.100)

Creşterea de temperatură în compresor este :

C

k1k

0

1001

11ppTTTT

η∆

��

�

�

��

�

�

−��

�

�=−=

−

, (2.101)

în care Cη este randamentul compresorului. Din relaţiile (3.100) şi (3.101), putem estima temperatura 2T la intrarea în motor:

( ) arRARAC

k1k

0

102 T111

pp

1TT εεη

+−��

��

�

��

��

�

��

��

�

−��

��

�+=

−

. (2.102)

Reducerea temperaturii aerului de SA prezintă şi un alt avantaj: scăderea temperaturilor pe ansamblul ciclului, de unde şi solicitările termice ale organelor motorului vor fi mai reduse.

Schema 2.79,a nu se aplică la MAI2T, deoarece acestea necesită a sursă suplimentară de aer în cazul funcţionării la sarcini parţiale mici sau pornirii. Schema 2.79,b prezintă două modalităţi de funcţionare în comun a agregatului de TSA (TS2) şi a sursei suplimentare de aer, respectiv electro-compresorul S1. Electro-compresorul poate fi cuplat în serie cu TS2, astfel încât prima treaptă de comprimare o reprezintă S1, iar a doua TS2. În cazul cuplării în paralel, ambele compresoare refulează direct în colectorul de admisie

Fig. 2.79 Variante de supraalimentare la MAC navale


164

(sau baleiaj) al motorului. Varianta serie este utilizată de motoarele tip KSZ ale firmei MAN, iar cea în paralel apare la motoare ale firmei B&W. Variante deosebite din punct de vedere constructiv ale instalaţiei de SA serie sunt prezentate în schemele 2.79,c şi 2.79,d. Prima dintre ele este aplicată de firma Sulzer familiilor de motoare RND şi RD, a doua treaptă de comprimare fiind realizată în incinta închisă de sub piston. Schema 2.79,d este aplicată motoarelor FIAT, la care a doua treaptă de comprimare este o pompă de baleiaj PB, al cărei piston primeşte mişcarea alternativă prin intermediul unei legături mecanice rigide cu pistonul motorului. Creşterea puterii dezvoltate de motoarele actuale utilizate în domeniul naval, precum şi a randamentului turbocompresoarelor a permis aplicarea sistemelor turbocompound, care conduc la mărirea eficienţei termice a MAI2T şi reducerea consumului specific de combustibil. Astfel, firmele Sulzer şi MAN au dezvoltat două sisteme turbocompound: PTI (Power Take In) şi PTO (Power Take Off), la motoarele în doi timpi, cu baleiaj în echicurent din familia RTA, respectiv MC, destinate funcţionării ca motoare principale (de propulsie). În cazul sistemului PTI, arborele cotit al MAI este cuplat printr-un angrenaj cu roţi dinţate cu arborele unei turbine de putere (booster) T2 (figura 2.80,a). La sarcini parţiale %50>χ , turbina booster este alimentată cu o fracţiune din debitul de gaze arse evacuate, asigurând creşterea puterii cedate de motor consumatorului. Acest lucru este posibil deoarece, pentru astfel de regimuri de funcţionare, nu este necesară prelucrarea în turbina T1 a întregului debit de gaze evacuat de motor pentru a asigura lucrul mecanic de antrenare a compresorului C. În ceea ce priveşte sistemul PTO (figura 2.80,b), motorul principal poate antrena un generator de curent electric G. Angrenajul de cuplare este capabil de a prelua variaţiile de turaţie ale motorului. Referitor la MAI4TS, destinate în general funcţionării ca motoare auxiliare la bordul navelor, amintim ca particularitate importantă posibilitatea de acordare a sistemului de TSA cu regimul de funcţionare al motorului, deci cu sarcina acestuia. Într-adevăr, regimul de funcţionare al unui motor auxiliar acoperă o gamă foarte largă de sarcini parţiale, drept care flexibilitatea sistemului de SA este foarte importantă. Acest lucru a fost realizat în cazul firmei Sulzer (fig. 2.79,e) prin utilizarea unui turbocompresor cu randament ridicat (peste 60%), colectorului de evacuare cu convertoare de impuls tip modul, clapetului de bypass B1 între tubulatura de refulare a compresorului şi cea de evacuare gaze arse din motor şi clapetul CR de pe colectorul de

Fig. 2.80 Sisteme turbocompound

SUPRAALIMENTAREA

165

admisie CA. Avantajul utilizării convertorului de impuls este evident: turbina va prelucra deopotrivă energie potenţială şi cinetică. Clapetul B1 îmbunătăţeşte condiţiile de funcţionare ale turbinei de tip centripet la regimuri de funcţionare ale motorului caracterizate de sarcini parţiale. Deci, pentru sarcini )%8024( ÷∈χ , B1 este deschis, ceea ce va duce la creşterea presiunii în amontele turbinei şi a debitului de gaze care o parcurge. Rezultatul îl constituie creşterea presiunii de SA. Clapetul CR asigură obţinerea unui dozaj optim aer-combustibil pentru sarcini parţiale şi limitarea presiunii maxime de ardere la sarcini %85>χ , pentru evitarea suprasarcinilor. Un astfel de sistem de TSA poate permite funcţionarea motorului cuplat şi cu un propulsor, deci MAI4TS poate fi utilizat ca motor principal. Firma MAN utilizează şi ea un sistem de TSA asemănător (figura 2.79,f), a cărui flexibilitate o asigură clapetul B2, care este deschis pentru sarcini %50>χ . Se reuşeşte astfel optimizarea funcţionării la sarcini parţiale mici. Schema din figura 2.79,g este o variantă de sistem de TSA cu două trepte de comprimare şi răcire intermediară, soluţie aplicată de firma PIELSTIECK motoarelor sale în patru timpi.

ÎNTREBĂRI ŞI TESTE PENTRU AUTOCONTROL 1. Faţă de presiunea atmosferică presiunea în timpul

cursei de admisiune a încărcăturii proaspete la motoarele în 4 timpi cu admisiune normală este:

a) mai mică; b) mai mare; c) cel mult egală

2. Analizaţi ce măsuri trebuie să luaţi dacă vă hotărâţi

să supraalimentaţi motorul maşinii dvs.? 3. Se poate supraalimenta un MAS 4T cu ajutorul unei

suflante electrice? 4. Dar folosind mişcarea de coborâre a pistoanelor spre p.m.i.

(supraalimentare cu baleiaj prin carter)? 5. Ce pericol prezintă utilizarea unui combustibil inferior indicaţiilor uzinei

constructoare, la un motor puternic supraalimentat 6. Care este presiunea medie de supraalimentare a MAC-urilor navale?

a) 0,15 – 0,2 MPa; b) 0,2 – 0,35 MPa; c) 0,12 – 0,15 MPa


166

3. PROCESUL DE COMPRIMARE A FLUIDULUI MOTOR

3.1. Rolul, importanţa şi localizarea procesului de comprimare în desfăşurarea

ciclului motor

Un prim pas în perfecţionarea motoarelor cu ardere internă cu piston a fost introducerea comprimării încărcăturii proaspete în ciclul termic de funcţionare, înaintea aprinderii acesteia, cu consecinţe directe asupra maximizării lucrului mecanic util obţinut. Creşterea transformării căldurii în lucru mecanic, analizată din punct de vedere termodinamic, reclamă mărirea valorii gradului de comprimare ε. Această dependenţă se explică prin faptul că odată cu creşterea gradului de comprimare creşte temperatura gazelor proaspete la începutul procesului de ardere şi astfel (pentru aceeaşi cantitate de combustibil introdusă în cilindru) temperatura maximă a ciclului creşte. Precomprimarea amestecului proaspăt are de asemenea un impact favorabil asupra creşterii suprafeţei utile a diagramei indicate - şi reducerii căldurii pierdute pe ciclu prin ridicarea eficacităţii procesului de ardere, prin creşterea gradului total de destindere (expansiune) al ciclului şi prin micşorarea temperaturii gazelor arse evacuate. Procesul de comprimare are următoarele patru implicaţii asupra funcţionării motorului: a. Sporeşte randamentul termic prin comprimarea prealabilă a fluidului motor datorită măririi intervalului (diferenţei) de temperaturi între care se desfăşoară ciclul motor (cum temperatura sursei reci este egală cu temperatura mediului ambiant sporirea randamentului este posibilă numai prin ridicarea temperaturii sursei calde). În cazul ciclului ideal de ardere mixtă (ciclul de referinţă pentru MAC rapid):

( ) 11

1k11

1=ck

pcp

ckp

t −⋅

⋅−⋅+−−⋅

−εαρα

ραη (3.1)

care în cazul ciclului izocor (ciclul de referinţă pentru MAS) devine:

1

11ckt −

−=ε

η (3.2)

iar în cazul ciclului izobar (ciclul de referinţă pentru MAC lent) este:

PROCESUL DE COMPRIMARE

167

( )1k1

111

c

ck

ckt −⋅−⋅

−−=

ρρ

εη (3.3)

La acelaşi raport de comprimare randamentul ciclului izocor este superior celui corespunzător ciclului izobar (fig 3.1). În cazul MAS raportul de comprimare este limitat superior datorită apariţiei fenomenului de ardere anormală (cu consecinţe nefaste asupra motorului). La MAC raportul de comprimare se limitează inferior din condiţia de asigurare a temperaturii de autoaprindere a combustibilului (800...850 K) (fig. 3.2) şi superior (mai ales la cele supraalimentate) din condiţia de rezistenţă la solicitările termice. b. Realizează un grad de expansiune ridicat, înţelegând prin acesta ridicarea raportului dintre volumul cilindrului în poziţia p.m.i. şi volumul cilindrului corespunzător sfârşitului arderii. Cu cât ε va fi mai mare cu atât va fi mai mare gradul de expansiune, mărindu-se astfel suprafaţa diagramei indicate. c. Asigură într-o mare măsură aprinderea combustibilului în contact cu aerul cald (la MAC) şi arderea fluidului motor în condiţii optime. La MAC în timpul acestui proces se intensifică mişcarea organizată a aerului creindu-se condiţii favorabile pentru formarea ulterioară a amestecului şi arderii. Totodată se realizează temperatura de autoaprindere a combustibilului fără de care nu este posibilă funcţionarea motorului. d. Intensifică mişcările fluidului motor, generate în camera de ardere, acestea fiind hotărâtoare pentru reducerea

timpului de formare a amestecului şi a coeficientului de exces de aer α. Mişcările se grupează în două mari clase şi anume: 1. mişcări dirijate, de viteză medie W(radiale Wr şi tangenţiale Wt , longitudinale Wl ); 2, mişcări dezordonate, de viteza ~W . Cele două clase de mişcări se suprapun şi dau o mişcare rezultantă, de viteza W (fig. 3.3,a). Pe baza investigaţiilor teoretice şi experimentale realizate se pune în evidenţă faptul că toate componentele mişcării organizate în cilindrul motorului se intensifică în procesul de comprimare, atingând valori maxime în jurul p.m.s.. Astfel, se asigură condiţii optime de desfăşurare a procesului de formare a amestecului şi de ardere, tocmai în fazele critice ale acestor procese, mai ales la MAC. Viteza şi direcţia de mişcare a încărcăturii depinde de mişcarea imprimată acesteia prin sistemul de admisie, de turaţia arborelui cotit şi de tipul camerei de ardere.

Fig. 3.1 Dependenţa coeficientului de umplere de raportul de

comprimare

Fig. 3.2 Dependenţa temperaturii de autoaprindere de raportul de

comprimare


168

La toate camerele de ardere mişcarea încărcăturii imprimată în timpul admisiei se păstrează şi în timpul compresiei într-o măsură mai mică sau mai mare. Însă uneori această mişcare este insuficientă pentru desfăşurarea eficientă a procesului de ardere . Din această cauză se intensifică mişcarea încărcăturii aplicând diferite soluţii constructive pentru camerele de ardere şi pentru capul pistonului. În figura 3.3,b se prezintă variaţia vitezei tangenţiale a încărcăturii în timpul compresiei în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit, în cazul unui motor cu carburator cu cameră de ardere neprevăzută cu elemente de intensificare a turbionării. După cum se vede în figura 3.3,b pentru rapoarte de comprimare ε=6 (curba 1) şi ε=12 (curba 2), la turaţia de 900 rot/min, în apropiere de p.m.s. amestecul se mişcă cu o viteză de aproximativ 3 m/s, iar măsurătorile au evidenţiat existenţa unor pulsaţii ale vitezei. La motorul cu aprindere prin comprimare cu injecţie directă, cu cameră de ardere de forma celei prezentate în figura 3.4, se conservă direcţia de mişcare imprimată aerului în timpul admisiei. Viteza aerului se măreşte în timpul apropierii pistonului de p.m.s. ca urmare a trecerii aerului din spaţiul de deasupra muchiei pistonului spre volumul din centrul camerei de ardere (fig. 3.4,a). Măsurătorile efectuate la mai multe raze ale camerei de ardere precizate în secţiunea din figura 3.4,b au arătat că spre centrul camerei viteza aerului devine minimă, iar componenta sa tangenţială devine nulă. La motoarele cu aprindere prin comprimare cu cameră de ardere compartimentată mişcarea aerului se realizează într-un compartiment auxiliar al acesteia unde i se imprimă viteze superioare. Comprimarea în acest caz este însoţită de importante pierderi gazodinamice.

3.2. Durata procesului de comprimare Procesul de comprimare se realizează prin deplasarea pistonului de la p.m.i. la p.m.s.. Comprimarea începe convenţional după închiderea organelor de distribuţie (închiderea - cu întârziere faţă de p.m.i. a supapei de admisie la motorul în patru timpi şi a luminilor de baleiaj şi evacuare la motorul în doi timpi). Deşi în intervalul a - a’ (fig. 3.5), în cilindru are loc o comprimare a încărcăturii, aspectul esenţial este comunicarea cilindrului cu exteriorul, motiv pentru care acest interval este cuprins în procesul de schimbare a gazului.

Fig. 3.3 a) Viteza şi direcţia de mişcare a încărcăturii în timpul comprimării

b) Variaţia vitezei amestecului în timpul compresiei la MAS


169

Deoarece pentru desfăşurarea procesului de ardere este necesar un anumit interval de timp, se impune ca arderea să înceapă înainte de p.m.s. . Deci funcţie de tipul motorului, momentul de început al injecţiei de combustibil (MAC), sau al declanşării scânteii electrice (MAS), se va produce în punctul i(s) cu un anumit avans faţă de p.m.s. (pentru a evita deplasarea arderii în destindere). Datorită deplasării pistonului spre p.m.s., comprimarea continuă şi după ce acesta depăşeşte punctul i(s). Fenomenele specifice arderii fiind însă dominante această parte se include în procesul de ardere, astfel că procesul de comprimare se consideră încheiat în punctul i(s). După unii autori sfârşitul comprimării coincide cu apariţia arderii vizibile. Când creşterea presiunii (fig. 3.5) este mult mai rapidă (curba l - c) decât în cazul fără ardere (porţiunea l - c'). Procesul are deci o durată mai mică decât durata cursei de comprimare. Convenţional procesul de comprimare se încheie în momentul declanşării scânteii sau injecţiei (s, i).

3.3. Desfăşurarea procesului de comprimare

Aspecte teoretice şi experimentale

În condiţiile ciclului teoretic (ideal), comprimarea este considerată drept un proces adiabatic, care se desfăşoară pe întreaga durată a cursei pistonului (p.m.i.,

p.m.s.), adică corespunde unei variaţii de volum egală cu volumul util al cilindrului (curba 1 fig. 3.5,b). În realitate la motorul cu ardere internă comprimarea se desfăşoară în condiţiile unei variaţii continue a temperaturii amestecului proaspăt şi a existenţei unui schimb de căldură între amestecul carburant, pereţii cilindrului şi ai camerei de ardere, precum şi a scăpării unei părţi din amestecul carburant prin neetanşeităţi (fig. 3.6).

Fig. 3.4 Variaţia vitezei

aerului în timpul compresiei

Fig. 3.5 Durata procesului de comprimare


170

Comprimarea încărcăturii proaspete în cilindrul motorului reprezintă un proces complex care depinde de o serie de factori şi anume: a) schimbul de căldură variabil dintre încărcătură şi pereţi, care variază atât în mărime cât şi ca sens; b) micşorarea continuă a suprafeţei de răcire pe măsura apropierii pistonului de p.m.s.; c) scăpările parţiale ale încărcăturii prin neetanşeităţile segmenţilor de piston; d) injectarea şi evaporarea unei părţi a combustibilului în cilindru înainte de terminarea procesului de compresiune. Datorită acestora procesul comprimării se desfăşoară politropic. Exponentul politropic nc al compresiunii procesului real este valabil de-a lungul întregii linii de compresiune. Pentru trasarea politropei de comprimare trebuie să se stabilească valoarea exponentului de comprimare nc, care exprimă volumul specific, din ecuaţia curbei reprezentative a procesului. .constpV cn = (3.4) Valoarea exponentului politropic nc este determinată de natura schimbului de căldură pe parcursul comprimării, face urmărind tot timpul semnul şi mărimea diferenţelor de temperatură, mărimea suprafeţelor de contact, câmpul de temperaturi de pe aceste suprafeţe, precum şi factorii care ar putea să influenţeze coeficientul de trecere a căldurii la limita de separaţie dintre gaz şi perete. Aceste schimburi au un caracter complex şi nu pot fi exprimate cu exactitate prin relaţii termodinamice. Temperatura gazelor care evoluează în cilindru este omogenă în fiecare moment, dar creşte pe toată durata comprimării. La începutul procesului când temperatura pereţilor cilindrului Tp este mai mare decât temperatura T a încărcăturii proaspete ( Tp > T ) are loc încălzirea acesteia, din care cauză indicele politropic are valoarea maximă; procesul este însoţit de absorbţie de căldură Qp , şi de aceea nc > ck . În timpul compresiei, pe măsura egalizării temperaturilor aerului şi pereţilor şi a micşorării transmiterii de căldură, aproximativ la jumătatea cursei spre p.m.s. exponentul politropic se va micşora, iar în punctul m (fig. 3.6) va fi egal cu exponentul adiabatic ck , adică nc= ck . (Qp=Qc)-punct de adiabatism. În acest moment procesul este aparent adiabatic. Aceasta este o situaţie aparentă deoarece în realitate în acest punct (m) se produc schimburi de căldură în ambele sensuri, bilanţul rezultant fiind nul. În continuare temperatura încărcăturii depăşeşte temperatura pereţilor cilindrului (T>Tp), procesul se desfăşoară cu cedarea căldurii Qc spre exterior, din care cauză indicele politropic se micşorează ( cc kn = ).

Fig. 3.6 Analiza procesului de comprimare


171

În funcţie de temperaturile locale ambele sensuri de schimb de căldură pot avea loc concomitent: primire de căldură de la piesele mai puternic încălzite şi cedare de căldură spre piesele mai puternic răcite.

Aproape de p.m.s., deşi mediul de lucru are aproape temperatura maximă de comprimare, exponentul politropic începe să crească fără a depăşi însă exponentul adiabatic. Aceasta se explică prin faptul că la sfârşitul compresiei mediul de lucru vine în contact cu piesele cele mai puternic încălzite, iar suprafaţa de transmitere a căldurii devine foarte mică, din care cauză căldura cedată de gaze pereţilor se reduce apreciabil . Potrivit datelor experimentale căldura cedată de mediul de lucru Qc pieselor cu care vine în contact pe porţiunea [m - i(s)] este mai mare decât cea primită de mediu de la piese pe porţiunea (a'-m). De aceea, exponentul politropic mediu (ncm) totdeauna va fi mai mic decât exponentul adiabatic ( ck ), deci curba presiunii la comprimarea politropică cu exponent mediu va fi sub cea a comprimării adiabatice (fig. 3.7,a). De asemenea variaţia temperaturii în timpul compresiei va depinde de schimbul de căldură dintre gaze şi pereţi, deci de valoarea exponentului politropic de compresie (fig. 3.7,b). În figura 3.7,c se prezintă variaţia parametrilor gazelor la sfârşitul compresiei pentru

motorul cu aprindere prin comprimare, în cazul injectării combustibilului (linie continuă), şi în cazul comprimării fără injecţie de combustibil (linie punctată). Se observă că la momentul de început al injecţiei (punctul 1), datorită căldurii cheltuite pentru încălzirea şi vaporizarea combustibilului în timpul întârzierii la autoaprindere, creşterea temperaturii şi presiunii este mai mică faţă de cazul comprimării fără injecţie de combustibil. Exponentul politropic nc se poate determina prin diferenţierea relaţiei:

.constpV cn = (3.5) 0mpVdpV 1cncn =+ − (3.6)

dVdp

pVnc ⋅−= (3.7)

în care dVdp se poate calcula prin metode numerice, grafice sau electronice.

Stabilirea valorilor exponentului nc se face, după diagrame reale existente. Dacă pe curba de comprimare se iau două puncte j şi j+1, suficient de apropiate, în aşa fel încât deosebirea dintre ele, din punct de vedere al naturii schimbului de

Fig. 3.7 Variaţia parametrilor de stare în timpul compresiei


172

căldură, să fie neglijabilă, atunci se poate considera că aceste puncte se găsesc pe aceeaşi politropă, adică: p V p Vj j

ncj j

nc= + +1 1 (3.8) de unde, prin logaritmare:

n

pp

VV

c

j

j

j

j

=

�

��

�

��

�

��

�

��

+

+

log

log

1

1

(3.9)

După datele experimentale, mărimile reale ale exponentului nc sunt situate între 1,5 (la p.m.i.) şi 1,1 (la p.m.s.). Totuşi pentru trasarea curbei de variaţie se presupune că procesul de comprimare se desfăşoară după o politropă convenţională, având exponentul ncm mediu constant, determinat prin expresia: ( )n p pcm c a= −lg lg / lg ε (3.10) Chiar în cazul comprimării adiabatice, exponentul adiabatic ck este variabil datorită căldurii specifice care creşte odată cu creşterea temperaturii.

( )TfR1

CRC

CC

kv

v

v

pc +=+== (3.11)

de unde rezultă că la creşterea temperaturii T, exponentul adiabatic ck scade. Pierderile de substanţă prin neetanşeităţile dintre piston şi cilindru, pentru o stare corespunzătoare a segmenţilor de piston, nu sunt mari şi reduc puţin parametrii de la sfârşitul procesului de comprimare (pc şi Tc). La adoptarea exponentului mediu politropic ncm se ignoră pierderile de gaze, valorile fiind pentru MAC cu pistoane răcite - ncm=1,33...1,39, iar cele cu pistoane nerăcite - ncm=1,38...1,42 , transferul de căldură de la amestecul proaspăt la pereţi fiind cu 2…4% mai mare decât în sens invers. Pentru MAS exponentul ncm = 1,32...1,39. Deoarece turaţia exercită o influenţă importantă asupra proceselor de schimb de căldură, exponentul ncm poate fi aproximat prin relaţia empirică (mai ales pentru MAC rapide):

nNnc = −141, (3.12)

unde : N = 100...250 este un coeficient experimental dependent de influenţele asupra procesului de comprimare.

3.4. Influenţe asupra comprimării Studiul influenţelor diverşilor factori asupra procesului de comprimare se poate efectua prin analiza efectelor asupra exponentului mediu al comprimării ncm.


173

A. Cantitatea de căldură schimbată de fluidul motor cu pereţii depinde direct proporţional de coeficientul de convecţie, suprafaţa de schimb de căldură diferenţa de temperatură şi de timp. Principalii factori care influenţează schimbul de căldură gaz-pereţi, şi, prin acesta, exponentul politropic al comprimării, sunt analizaţi în continuare. • Dacă un factor conduce la creşterea cantităţii totale de căldură Qp, recepţionată

de către gaze de la pereţii care limitează spaţiul de comprimare, atunci exponentul mediu ncm al curbei reprezentative a procesului creşte, apropiindu-se de valoarea exponentului adiabatic kc sau chiar depăşind această valoare (starea m se deplasează spre i) (fig. 3.6,a);

• Dacă însă factorul respectiv are ca efect creşterea căldurii cedate pereţilor Qc, exponentul mediu politropic scade îndepărtându-se de valoarea exponentului politropic kc (starea m se deplasează spre a'(îsa)).

• Dacă un factor acţionează simultan asupra lui Qc şi Qp şi duce prin efectele sale la îndeplinirea condiţiei Qc=Qp atunci exponentul politropic mediu ncm se apropie până la egalarea exponentului adiabatic kc.

B. Pierderea de substanţă (fluid motor) duce la micşorarea lui ncm datorită scăderii presiunii la începutul procesului de comprimare. Pierderile de gaze printre segmenţi, mai ales la MAC, au valori până la 1% din cantitatea de gaze totală ce evoluează în motor, motiv pentru care ele nu pot fi neglijate pentru aprecierea lui ncm. La motoarele uzate, aceste pierderi au valori mult mai importante. Din punct de vedere termic ele sunt echivalente cu cedarea căldurii către exterior, astfel prin creşterea lor, Qc creşte, iar ncm scade. Creşterea turaţiei are ca efect scăderea pierderilor prin neetanşeităţi, astfel că şi în acest caz, prin creşterea turaţiei, exponentul politropic creşte. Factorii de stare şi factorii constructivi, cu excepţia dimensiunilor cilindrului, influenţează foarte puţin schimbul de căldură în timpul comprimării, influenţa lor asupra lui ncm fiind practic neglijabilă.

3.4.1. Influenţa factorilor de stare • temperatura fluidului motor la începutul comprimării Mărimea temperaturii iniţiale T0 duce la creşterea temperaturii Ta'=Tisa de la începutul comprimării deci în condiţiile în care ceilalţi factori rămân constanţi scade căldura primită Qp, creşte Qc şi exponentul politropic mediu se micşorează; • presiunea gazelor la începutul comprimării Două direcţii aparent contradictorii se regăsesc simultan în influenţa presiunii asupra exponentului mediu de comprimare. La mărirea presiunii iniţiale p0 (prin supraalimentare spre exemplu) se măreşte şi pa'=pisa de la începutul procesului de comprimare ceea ce duce la creşterea nivelului de temperaturi Ta', Qp - cantitatea de căldură primită scade, Qc - cantitatea de căldură cedată creşte [punctul m se deplasează spre a'(îsa)] şi ncm se micşorează (panta curbei de comprimare din diagrama pV se micşorează). În acelaşi timp odată cu creşterea presiunii p0 creşte cantitatea de fluid proaspăt din cilindru, a cărui temperatură este influenţată mai puţin de gazele


174

reziduale fierbinţi cu care se amestecă, nivelul de temperaturi în a' este mai coborât, Qp creşte, Qc scade şi ncm creşte. Dintre cele două direcţii a doua este predominantă astfel încât odată cu creşterea presiunii iniţiale p0 (în condiţiile păstrării celorlalţi factori neschimbaţi) ncm creşte. • turbulenţa gazelor Mişcarea organizată a gazelor din cilindru, iniţiată în timpul umplerii, se intensifică odată cu deplasarea spre p.m.s., îmbunătăţindu-se condiţiile de transfer ale căldurii la perete. Se măreşte astfel Qc şi ncm scade. • umezeala şi dozajul Particulele de apă ajunse în cilindru, consumă pe parcursul comprimării o parte din căldura eliberată pentru a se transforma în vapori ceea ce duce la micşorarea temperaturilor obţinute pe ansamblul procesului, Qp creşte, ncm creşte. • cantitatea gazelor arse reziduale Creşterea cantităţii de gaze arse reziduale (obturarea parţială a conductei de evacuare) duce la creşterea Ta', scăderea Qp şi micşorarea lui ncm.

3.4.2. Influenţa condiţiilor de exploatare (factori funcţionali) Turaţia Turaţia motorului exercită o influenţă mai importantă asupra lui ncm prin cumularea diferitelor efecte. Astfel la creşterea turaţiei, se micşorează durata în timp a procesului precum şi pierderile de încărcătură prin neetanşeităţi. La turaţii ridicate durata comprimării se reduce şi datorită măririi unghiului de avans la producerea scânteii respectiv injecţiei şi majorării unghiului de întârziere la închiderea admisiei. Toţi aceşti factori, conduc la micşorarea căldurii cedate pereţilor Qc odată cu creşterea turaţiei. Prin aceasta se micşorează timpul de contact dintre gaze şi pereţi şi astfel se micşorează schimbul global de căldură, adică scade atât cantitatea de căldură primită Qp, cât şi cantitatea de căldură cedată Qc. În aceste condiţii, pe prima porţiune a comprimării, ncm scade, apropiindu-se de valoarea exponentului adiabatic kc, iar pe a două porţiune a comprimării, ncm creşte, apropiindu-se tot de valoarea exponentului adiabatic kc. Pe de altă parte la creşterea turaţiei, mai ales la MAC, se amplifică mişcarea amestecului iniţial, ceea ce favorizează transferul de căldură către pereţi, introducând deci o tendinţă contrarie de majorare a căldurii cedate. Bilanţul acestor influenţe arată o creştere a lui ncm cu creşterea turaţiei (fig. 3.8,a). La reducerea turaţiei are loc reducerea exponentului mediu politropic. În acest caz se reduc parametrii de stare de la sfârşitul comprimării ceea ce poate duce la oprirea motorului.

Fig. 3.8 Influenţa factorilor funcţionali asupra lui ncm


175

Sarcina Sarcina motorului determină la MAS un anumit nivel al regimului termic şi astfel la reducerea sarcinii se micşorează căldura primită şi se măreşte căldura cedată pereţilor. Totodată se micşorează şi pierderea de încărcătură prin neetanşeităţi, ceea ce este echivalent cu micşorarea căldurii cedate. Datorită acestor efecte contrarii, influenţa globală a sarcinii asupra lui ncm este redusă, mai ales la turaţii ridicate (fig. 3.8,b). La turaţii scăzute, cu creşterea sarcinii valoarea exponentului ncm creşte. La MAC influenţa sarcinii asupra lui ncm este neînsemnată. La motoarele cu aprindere prin comprimare, influenţa sarcinii se manifestă mai mult prin intermediul regimului termic. Creşterea sarcinii motorului conduce la creşterea temperaturii medii a pereţilor cilindrului (ce are ca efect intensificarea schimbului de căldură la începutul procesului, şi micşorarea acestuia spre sfârşitul comprimării). Datorită acestui fapt căldura primită de amestecul proaspăt Qp este sensibil mai mare decât căldura Qc cedată de acesta. Când pereţii cilindrului au temperaturi mai ridicate exponentul mediu ncm are valori mai mari. Regimul termic al motorului La creşterea regimului termic creşte cantitatea de căldură primită Qp şi scade cantitatea de căldură cedată Qc ceea ce determină creşterea exponentului politropic mediu ncm. La creşterea temperaturii medii a procesului de comprimare, căldurile specifice ale gazelor comprimate şi căldura cedată pereţilor cilindrului se măresc, deci exponentul politropic se micşorează. De aceea la motoarele cu supraalimentare exponentul politropic va fi mai mic decât la motoarele fără supraalimentare deoarece, la primele, mediul de lucru are o temperatură iniţială la comprimare, mai ridicată. Mărirea intensităţii răcirii motorului conduce la scăderea temperaturii pereţilor cilindrului şi chiulasei, deci căldura cedată de gaze pieselor va creşte şi se va micşora exponentul politropic. De aceea la motoarele răcite cu aer, exponentul politropic va fi mai mare decât la motoarele răcite cu lichid. În exploatare, un rol deosebit îl are temperatura Tp la pornirea motorului rece. Pe timp de iarnă Tp coboară sub 0°C; dacă se adaugă efectul suplimentar al turaţiei reduse la pornire, Qp scade în asemenea măsură încât ncm tinde spre 1, ceea ce elimină practic efectul de comprimare prealabilă. Ca urmare, pornirea motorului rece devine imposibilă (mai ales la MAC de tracţiune) dacă nu se prevăd măsuri speciale. La un motor cu aprindere prin comprimare pornit rece la o temperatură ambiantă de T0=273 K, s-au stabilit experimental următoarele valori: • pornire la turaţia n=150 rot/min: ncm=1,2...1,25 • după aprindere: ncm=1,3 • pentru regim termic normal: ncm=1,33...1,36 Din examinarea valorilor prezentate se deduce că odată cu creşterea regimului termic, cresc şi valorile lui ncm. Starea tehnică a motorului influenţează asupra procesului de comprimare în special prin uzura pronunţată a grupului cilindru - piston - segment, precum şi prin


176

închiderea neetanşă a supapelor. Uzura pieselor amintite determină intensificarea pierderilor de fluid motor prin neetanşeitatea camerei de ardere, ceea ce provoacă atât schimbarea valorii mărimilor de stare a încărcăturii proaspete la sfârşitul comprimării, cât şi diminuarea energiei termice degajată în urma arderii datorată pierderilor de amestec iniţial (la MAS) sau a aerului (la MAC) care modifică compoziţia amestecului necesară pentru o desfăşurare în condiţii optime a arderii. În ambele cazuri, în timpul arderii şi destinderii se pierde o parte din fluidul motor în carter, ceea ce reduce lucrul mecanic indicat şi randamentul termic al ciclului (se reduce puterea şi creşte consumul de combustibil al motorului iar în unele situaţii se pot ivi condiţii inegale de funcţionare ale cilindrilor motorului datorită etanşeităţilor diferite la aceste unităţi energetice) cu generare de noxe poluante. De aceea verificarea presiunii la sfârşitul comprimării este o operaţie deosebit de utilă care trebuie făcută la întreţinerea motorului, pentru a cunoaşte exact starea de uzură şi a preveni eventualele deteriorări mai grave.

3.4.3. Influenţa factorilor constructivi Raportul volumetric de comprimare Pentru un raport de comprimare mărit temperatura finală a amestecului comprimat creşte, ceea ce intensifică schimbul de căldură, încât Qc devine mai mare decât Qp; dar în cazul unui raport de comprimare mărit se micşorează volumul camerei de ardere cu influenţă directă asupra schimbului de căldură, în mod deosebit pentru ultima parte a comprimării; cantitatea de căldură Qc se reduce mai mult decât căldura primită, Qp. Pe baza celor arătate se poate afirma că, modificarea raportului nu influenţează sensibil mărimea exponentului mediu politropic ncm. Dimensiunile cilindrului În condiţiile similitudinii geometrice la păstrarea neschimbată a turaţiei motorului, odată cu creşterea dimensiunilor cilindrului, suprafaţa-timp specifică de contact, dintre gaze şi pereţi, scade; scade deci schimbul global de căldură, modificarea sensibilă fiind a cantităţii de căldură cedată Qc (exponentul mediu al curbei de comprimare creşte). În cazul în care dimensiunile cilindrului se modifică respectând condiţia unei similitudini geometrice, dar cu păstrarea neschimbată a vitezei medii de deplasare a pistonului, caracterul schimbului de căldură, din timpul comprimării, nu este afectat. Deci exponentul politropic ncm are valori mai mari la motoarele cu dimensiunile principale (D şi S) ale cilindrului motor mai mari, întrucât suprafaţa relativă de răcire Arăc, care revine la 1m3 volum al cilindrului Va, variază invers proporţional cu diametrul cilindrului:

rac

a

onstAV

kD

≈ (3.13)

Prin aceasta se explică în special dificultatea punerii în mişcare a motoarelor cu cilindree redusă.


177

Arhitectura camerei de ardere Arhitectura camerei de ardere influenţează schimbul de căldură prin mărimea suprafeţei de contact gaz-perete. Odată cu creşterea gradului de compactitate, cantitatea de căldură Qc scade şi ncm creşte. Forma complexă a camerei de ardere are rolul de a mări mişcarea turbionară organizată în cameră, ceea ce conduce la micşorarea exponentului politropic ncm. La motoarele cu cameră compartimentată exponentul politropic este mai mic decât la cele cu injecţie directă. Aceasta se explică prin trecerea mai intensă a căldurii de la gaze la pereţi şi prin pierderile de energie la trecerea gazelor din camera principală în cea suplimentară. Astfel, camerele de ardere în I, la MAS ca şi cele unitare la MAC, fiind mai compacte, asigură pentru exponentul politropic valori mai ridicate decât în cazul camerelor în L sau camerelor divizate. În cazul camerelor de ardere amenajate în piston, ncm rezultă mai mare deoarece acestea sunt mai puţin răcite. Tipul de material ce predomină în realizarea incintei de comprimare Dacă toţi factorii de influenţă sunt constanţi temperaturile suprafeţelor cresc odată cu scăderea coeficientului de conductibilitate termică. Dacă fonta predomină în construcţia suprafeţelor spaţiului de comprimare exponentul ncm va fi mai mare, iar dacă ponderea este deţinută de aluminiu ncm va fi mai mic. Modul de formare al amestecului În aceleaşi condiţii, comparativ cu MAC-ul, ncm se reduce atunci când amestecul se formează în exteriorul cilindrului (MAS) (ca urmare a creşterii căldurii specifice a gazelor amestecului iniţial). Acest efect este parţial compensat de scăderea temperaturii ca urmare a vaporizării combustibilului, deci de o creştere a lui ncm. Concepţia sistemului de răcire Supradimensionarea sistemului de răcire, mărirea vitezei de circulaţie a apei de răcire, răcirea fundului pistonului, etc., conduc la reducerea temperaturii medii a pereţilor cilindrului ceea ce intensifică schimbul de căldură în partea finală a comprimării mărind sensibil căldura cedată (Qc) cu efect direct asupra diminuării exponentului mediu ncm.


178

ÎNTREBĂRI ŞI TESTE PENTRU AUTOCONTROL

1. Pierderea de substanţă în timpul comprimării la un MAI nou este:

a) normală; b) anormală;

2. În timpul comprimării odată cu creşterea temperaturii încărcăturii

are loc şi micşorarea suprafeţei de schimb de căldură prin perete, cu fluidul de răcire:

a) da; b) nu; c) suprafaţa de schimb de căldură este constantă.

3. Ce modificări aţi face unui motor prototip pentru îmbunătăţirea randamentului de comprimare?

4. De ce la pornirea la rece randamentul comprimării este mai scăzut?

PROCESUL DE ARDERE

179

4. PROCESUL DE ARDERE Dintre toate procesele termice din cilindrul motorului, procesul de ardere are cel mai înalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate, durabilitate, funcţionare liniştită şi de adaptabilitate la tracţiune depind într-o măsură hotărâtoare de procesul de ardere. Prin ardere se înţelege o reacţie chimică cu degajare de căldură produsă prin oxidarea substanţelor combustibile. Procesul de ardere reprezintă o parte a ciclului motor. Emisiunea de lumină (flacără), creşterea rapidă a temperaturii şi presiunii şi durata scurtă de desfăşurare reprezintă manifestări caracteristice ale arderi în MAI. În vederea obţinerii unei eficienţe maxime în timpul desfăşurării procesului de ardere se impune ca: 1. arderea combustibilului să fie cât mai completă (arderea incompletă micşorează economicitatea motorului prin faptul că se degajă doar o parte din căldura de reacţie; totodată la evacuare apar gaze toxice şi fumigene); 2. arderea să aibă o durată scurtă în jurul p.m.s (continuarea arderii în destindere micşorează lucrul mecanic al ciclului, intensifică pierderile de căldură prin pereţi, accelerează uzura, duce la arderea peliculei de ulei de la nivelul cămăşii şi segmentului); 3. viteza procesului de ardere să fie moderată (pentru a nu introduce şocuri în organele componente ale motorului).

Elemente de cinematica arderii şi teoria aprinderii Din punct de vedere practic, arderea trebuie considerată sub două aspecte: termodinamic şi cinetic. Termodinamica arderii cuprinde transformarea energetică propriu zisă. Ea precizează numai starea iniţială şi finală a procesului, adică substanţele dinaintea reacţiei, produsele arderii şi energia pusă în joc. Cinetica arderii analizează însuşi mecanismul după care se face transformarea energiei chimice a combustibilului în energie termică şi se deosebeşte de termodinamica arderii prin faptul că ţine seama de factorul timp, adică de durata reacţiei chimice. Cinetica arderii precizează deci viteza de ardere sau altfel spus, viteza de degajare a căldurii. Considerarea arderii sub aspectul cinetic întâmpină mari greutăţi de calcul datorită complexităţii fenomenului care determină reacţia chimică. Însă, în cele mai multe cazuri, problemele care se pun în legătură cu arderea pot fi rezolvate cu o precizie suficientă numai pe cale termodinamică (fapt care introduce, comparativ, mari simplificări).


180

Viteza de ardere

Propagarea frontului flăcării în procesul arderii, adică deplasarea zonei de reacţie, se poate face cu diferite viteze în funcţie de influenţa ce o manifestă factorii chimici şi fizici ce însoţesc arderea. Viteza de propagare a flăcării împreună cu viteza reacţiilor de oxidare a moleculelor de combustibil, determină durata arderii masei de amestec din camera de ardere. Durata generală a arderii întregii cantităţi de amestec se compune din următoarele fracţiuni temporale:

- timpul necesar pentru producerea primelor reacţii de ardere (apariţia flăcării); - timpul necesar pentru propagarea zonei de reacţie în întregul volum al

camerei de ardere; - timpul necesar pentru desăvârşirea reacţiilor de ardere care se

produc în volumul de gaze deja străbătut de flacără (în pungile de gaze încercuite de frontul flăcării).

Durata primei şi ultimei faze de ardere depinde de viteza reacţiilor chimice de oxidare wr exprimată prin cantitatea de substanţă ce reacţionează în unitatea de timp pe unitatea de volum adică de cinetica procesului de oxidare (în kg/sm3 sau Mol/sm3).

Durata celei de-a doua faze a arderii este determinată de viteza de propagare a flăcării wf în m/s care depinde nu numai de viteza reacţiilor chimice, ci şi de alţi factori ca spre exemplu de turbionarea amestecului în camera de ardere.

Parametrii wr şi wf împreună determină durata totală a procesului de ardere a unei mase de amestec date, precum şi viteza masică de ardere prin care se înţelege cantitatea de combustibil sau amestec ars în unitate de timp în întregul volum al camerei de ardere (în kg/s sau Mol/s).

Mărimea vitezei masice de ardere w este determinată de vitezele wr şi wf după următoarele relaţii:

w = wr V⋅ [kg/s] ; (4.1) sau

w = wf ·S ·δ [kg/s] ; (4.2) unde: V – volumul străbătut de zona de reacţie [m3]; S – suprafaţa frontului flăcării [m2]; δ – densitatea amestecului [kg/m3]; Viteza masică de ardere sau pentru prescurtare, viteza de ardere este un

parametru foarte important al ciclului, deoarece mărimea sa determină viteza de degajare a căldurii şi împreună cu aceasta şi temperatura gazelor în perioada arderii.

Cantitatea de căldură degajată în exterior prin arderea unităţii de cantitate ( Kg , Kmol , m3 ) de substanţă combustibilă se numeşte căldură de reacţie. După modalitatea în care se desfăşoară reacţia, la volum, respectiv presiune constantă, definim vQ , pQ ; căldura de reacţie izobară pQ determinată la presiunea p0 = 760

PROCESUL DE ARDERE

181

mm Hg şi temperatura t0 = 0º C se numeşte putere calorică a combustibilului; aceasta este de două tipuri: • SQ -putere calorică superioară, care este puterea calorică a combustibilului în

cazul în care produsele de ardere obţinute prin combustia acestuia conţin apă în stare lichidă, deci nu se consumă din căldura de reacţie pentru vaporizarea apei;

• iQ -putere calorică inferioară (parametru energetic definitoriu pentru combustibilii motoarelor cu aprindere internă), care reprezintă puterea calorică a combustibilului la care apa este conţinută în produsele de ardere sub formă de vapori; deci s-a consumat din căldura de reacţie pentru vaporizarea apei o cantitate de energie (căldura latentă de vaporizare a apei); deci Si QQ < .

Viteza de reacţie se defineşte ca fiind variaţia concentraţiei în timp:

��

��

�⋅−=−=−=sm

Kmoldd

V1

ddCCw

3τν

τ� (4.3)

în care C reprezintă concentraţia:

��

��

�=3m

KmolV

C ν (4.4)

cu ν -numărul de Kmoli de substanţă reactantă; V volumul în care are loc reacţia; semnul negativ din relaţia (4) exprimă consumarea substanţei în timp (concentraţia scade). O ecuaţie chimică generală are următoarea formă: ...YyXx...BbAa ++⇔++ (4.5) în care ...,, BA -substanţele reactante; ...,, YX -produsele finale; ...,,,, yxba -coeficienţi stoichiometrici ai reacţiei. Vitezele de desfăşurare a reacţiei directe (de la stânga la dreapta), respectiv a celei inverse (de la dreapta la stânga), sunt date, în conformitate cu legea maselor, de următoarea relaţie:

dreapta la...CCKwstânga la...CCKw

yY

xXdd

bB

aAss

⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=

(4.6)

cu ds KK , -constantele vitezelor de reacţie; ...,AC -concentraţia substanţei ...,A , etc. În conformitate cu teoria cinetico–moleculare a gazelor, moleculele nu pot reacţiona de la distanţă. Pentru modificarea structurii iniţiale şi ajungerea la structura produselor finale, este necesar ca moleculele să interacţioneze, astfel încât legăturile iniţiale să se rupă, ceea ce se întâmplă dacă moleculele se ciocnesc şi ciocnirea este eficace; moleculele trebuie să posede un surplus de energie, numită energie de activare, dependentă de natura substanţei

2


182

combustibile respective. Aceeaşi teorie stabileşte următoarea expresie pentru constanta vitezei de reacţie (legea lui Arrhenius):

TE

0 eKK ℜ−

⋅= , (4.7) cu: 0K -constantă de proporţionalitate; E -energia de activare;

]/[8314 KKmolJ=ℜ -constanta generală a gazelor; [ ]KT -temperatura absolută. Se constată că la mărirea energiei de activare, viteza de reacţie scade, iar la creşterea temperaturii, viteza de reacţie creşte. Pe baza analizei de mai sus se pot stabili rapoartele dintre combustibil şi aer în amestec la care arderea se poate desfăşura cu viteze mari sau mici de reacţie.

Întrucât viteza de ardere depinde şi de concentraţia substanţelor ce participă la reacţie rezultă că dacă un component al amestecului va depăşi limitele rapoartelor stoichiometrice, reacţiile se vor minimiza până la completa lor încetare deoarece w< wcr .

Teoria reacţiilor în lanţ analizează două căi posibile de dezvoltare a reacţiilor în masa de amestec. Prima cale când datorită consumării a peste jumătate din substanţele de ardere viteza de reacţie, atingând un maxim, începe să scadă fără formarea flăcării (după cum se vede pe curbele 1 din figura 4.1). A doua cale, când dezvoltarea reacţiei în lanţ conduce la o astfel de viteză de degajare de căldură care asigură autoaccelerarea progresivă a vitezei de reacţie care produce aprinderea masei de amestec date (curba 2). Condiţia autoaprinderii este atingerea unei viteze critice de reacţie oarecare wcr la care viteza de degajare a căldurii este suficientă pentru asigurarea căldurii de explozie.

Cele prezentate mai sus se referă în aceeaşi măsură atât la motoarele cu aprindere prin comprimare cât şi la motoarele cu aprindere prin scânteie. În ambele cazuri apariţia flăcării este precedată de o perioadă de preardere care se numeşte întârziere la aprindere. În cazul aprinderii prin scânteie a amestecului, temperatura sursei de aprindere este mai mare decât temperatura mediului ce urmează a fi aprins şi de aceea reacţiile de ardere apar intens şi stadiul de întârziere la aprindere include la aceste motoare timpul necesar pentru formarea flăcării iniţiale căreia îi corespunde o însemnată eliminare de căldură. În cinetica chimică, se consideră că reacţiile chimice de oxidare se desfăşoară după unul din următoarele tipuri de mecanisme: • mecanismul monomolecular (de ordin cinetic I):

...YXA ++→

Fig.4.1 Variaţia vitezei de reacţie în funcţie de timp

PROCESUL DE ARDERE

183

• mecanismul bimolecular (de ordin cinetic II):

...YXBA ++→+ • mecanismul trimolecular (de ordin cinetic III):

...YXCBA ++→++ Probabilitatea ciocnirii unui număr de molecule mai mare decât trei este redusă, astfel încât reacţiile de ordin cinetic mai mare de trei nu se produc în realitate. Este evident faptul că desfăşurarea reacţiilor complexe de ardere presupune trecerea prin faze intermediare de la produsele iniţiale la cele finale. Această evoluţie se poate realiza prin reacţii paralele (de ex. disocierea apei) sau consecutive (de tip catalitic). Experimental s-au constatat următoarele: • reacţiile de ardere nu pot fi amorsate numai prin iniţierea unor elemente

reactive instabile (atomi şi radicali liberi); • elementele reactive au rolul de propagatori ai reacţiilor intermediare,

asigurând transformarea produselor iniţiale în produse finale treptat; • evidenţierea existenţei produselor intermediare şi a elementelor reactive; • neconcordanţa între vitezele calculate pentru reacţiile de diferite ordine

cinetice şi cele reale, mai mari decât primele. Aceste constatări stau la baza explicitării mecanismelor de reacţie înlănţuite şi ramificate, ilustrate în fig.4.2. Reacţiile ramificate decurgând la viteze mari se mai numesc catenare; viteza acestora poate creşte chiar la temperatură constantă, numai datorită procesului de ramificare a lanţurilor, deci au o natură autocatalitică sau autoacceleratoare. În evoluţia tipurilor de reacţii menţionate anterior se disting trei etape, în care se produc, respectiv, reacţii de iniţiere, de propagare şi de întrerupere, marcate prin I, II şi III pe figura 4.2. Întreruperea se produce atunci când apare una din următoarele situaţii: ciocnirea cu o moleculă inertă (neactivată); ciocnire trimoleculară (pentru care elementul reactiv nu posedă surplusul de energie necesar reacţiei); absorbţia de pereţii incintei. Începutul reacţiilor chimice de oxidare ale arderii este marcat de producerea iniţiatorilor primelor lanţuri de reacţii; începutul arderii, numit aprindere, corespunde momentului în care procesul de oxidare relativ lentă devine un proces de oxidare rapidă, astfel încât reacţiile cuprind, în unitatea de timp, o cantitate atât de mare de substanţe reactive, încât emisia de căldură şi lumină, precum şi creşterea temperaturii şi presiunii, devin sensibile. În motoarele cu ardere internă, caracterul desfăşurării procesului de ardere nu este acelaşi; acest caracter este dependent de modul cum se realizează aprinderea amestecului aer-combustibil. De aici rezultă următoarea clasificare:

A. Procesul arderii amestecurilor omogene. În acest caz combustibilul şi oxidantul care intră în reacţie se găsesc în fază gazoasă, iar aprinderea acestui amestec omogen este realizată forţat de o descărcare electrică sau de către un corp incandescent (cazul motoarelor cu carburator, cu gaz, cu injecţie de


184

combustibil uşor, sau cu cap incandescent) numite motoare cu aprindere prin scânteie (MAS).

B. Procesul arderii amestecurilor neomogene. În acest caz la reacţia de oxidare participă două faze şi anume: faza gazoasă reprezentată de oxidant şi de o mare parte a combustibilului lichid vaporizat, şi faza lichidă reprezentată de porţiunea de combustibil lichid nevaporizată. Aprinderea acestui amestec neomogen se realizează spontan, ca rezultat al temperaturilor înalte pe care le posedă oxidantul. (Cazul motoarelor cu autoaprindere sau aprindere prin compresie MAC).

Procesul arderii decurge în timp, deci la volum variabil. De aceea, în ciclurile reale aportul de căldură în procesul arderii este însoţit de pierderi de căldură prin pereţii camerei de ardere. În ansamblu, caracterul desfăşurării procesului de ardere, determinat de viteza de ardere, manifestă o influenţă hotărâtoare asupra desfăşurării ciclului real şi prin urmare asupra puterii şi economicităţii motorului. La motoarele cu cicluri diferite, procesul de ardere se desfăşoară diferit deoarece caracterul său depinde de o serie de factori ca modul de formare a amestecului şi procedeul de aprindere a acestuia. La motoarele cu carburator cu aprindere prin scânteie amestecul este practic omogen. Amestecul pregătit în prealabil este caracterizat de coeficientul de exces de aer λ . Arderea acestui amestec în stratul frontului flăcării care se propagă în camera de ardere de la punctul de aprindere în direcţia amestecului nears, este foarte intensă şi este limitată în acest caz, nu de viteza reacţiilor chimice, (care la temperatura flăcării este suficient de ridicată), ci de viteza de propagare a flăcării (care la motoarele cu aprindere prin scânteie este de ordinul a 40 m/s, valoare destul de ridicată). La motoarele cu aprindere prin comprimare arderea decurge mai puţin intens, ceea ce se explică prin lipsa unei pregătiri prealabile desăvârşite a amestecului de compoziţie determinată şi lipsa unor surse suplimentare de aprindere. În acest caz are loc o autoaprindere şi arde în cilindru un amestec eterogen de combustibil şi aer (de compoziţie variabilă în timp şi spaţiu în volumul camerei de ardere).

Fig. 4.2 Mecanismul reacţiilor de oxidare

PROCESUL DE ARDERE

185

La aceste motoare viteza de ardere a combustibilului injectat în cilindru nu este limitată de viteza de propagare a flăcării, ci de alţi factori ca viteza de pregătire pentru autoaprindere a primelor cantităţi de combustibil injectat (la începutul procesului) şi viteza de amestecare a combustibilului cu aerul (în ultima parte a procesului). La MAC viteza de amestecare a combustibilului cu aerul depinde de viteza de difuziune dintre moleculele de combustibil şi oxigen şi intensitatea transportului turbionar de masă în timpul arderii. Prin urmare, arderea în motoarele cu aprindere prin scânteie este foarte diferită de arderea în motoarele cu aprindere prin comprimare ceea ce impune analiza separată a arderii în aceste tipuri de motoare.

Tipurile arderii

Studiul arderii se va efectua pe baza schemei de clasificare a tipurilor de ardere din MAI ilustrată în fig. 4.3.

Fig. 4.3 Tipuri de ardere în MAI

Arderea în motorul cu piston

Arderea în motorul cu aprindere prin scînteie

Arderea în motorul cu aprindere prin comprimare

Arderea normală în MAS

Arderea anormală în MAS

Arderea cu detonaţie

Arderea cu aprinderi secundare


186

I. ARDEREA LA MOTOARELE CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE Pentru motorul clasic cu aprindere prin scânteie MAS este caracteristică arderea turbulentă a unui amestec omogen de combustibil, aer şi gaze arse reziduale. Formarea amestecului combustibilului cu aerul este iniţiată de sistemul de admisie prin carburaţie sau prin injecţie şi se încheie în cilindru. Combustibilul este introdus sub formă de jet lichid în curentul de aer şi se pulverizează. Picăturile formate care se menţin în curent se vaporizează şi se amestecă cu aerul, restul combustibilului vaporizându-se pe pereţii sistemului de admisie. La admisia în cilindru, o anumită fracţiune din combustibil rămâne întotdeauna în stare lichidă. Această fracţiune este maximă în cazul injecţiei în poarta supapei de admisie, vaporizarea picăturilor în cilindru prelungindu-se în acest caz aproape de momentul aprinderii. Concomitent cu vaporizarea, în cursele de admisie şi compresie se desfăşoară un proces activ de amestecare controlat de curgerea turbulentă prezentă în cilindru.

În condiţii normale, arderea este iniţiată înainte de sfârşitul cursei de comprimare, în general printr-o descărcare electrică; în acest moment, amestecul din cilindru se află într-o stare de cvasiomogenitate. După aprindere se formează o flacără turbulentă, care se propagă în amestec cu viteze moderate, de 25…50 m/s, până la contactul cu pereţii camerei de ardere. În anumite condiţii apar fenomene perturbatorii, care împiedică desfăşurarea arderii normale astfel este posibil, către sfârşitul arderii normale, înainte ca frontul de aprindere să cuprindă întreg amestecul să apară în zona finală a amestecului fenomene de aprindere spontană (autoaprindere) a ultimei porţiuni de amestec; în acest caz procesul de ardere este cunoscut sub numele de ardere cu detonaţie. În alte cazuri, desfăşurarea arderii normale este însoţită de apariţia unor aprinderi ale amestecului de la punctele sau suprafeţele calde ale camerei de ardere, fie înainte, fie după producerea scânteii, cu formarea unuia sau mai multor fronturi de aprindere secundară. În acest caz procesul de ardere se numeşte ardere cu aprinderi secundare. Arderea cu detonaţie şi cu aprinderi secundare se vor studia sub denumirea de ardere anormală.

Studiul experimental al arderii în MAS

Metodele moderne de cercetare experimentală investighează evoluţia flăcării prin cercetarea directă a iniţierii dezvoltării acesteia în cilindru. Preluând o parte din exemplificările aduse în lucrarea se poate arăta că pentru acest studiu există unele cerinţe generale legate de aparatura experimentală de analiză a procesului arderii în timp real: acces optic cât mai mare cu putinţă; rezistenţa ferestrelor la solicitările mecanice şi termice care intervin în condiţiile de funcţionare ale motorului experimental; forma camerei de ardere şi câmpul de viteze să asigure durata dorită a arderii, eventual cu

PROCESUL DE ARDERE

187

posibilitatea schimbării lor fără modificări majore ale accesului optic; posibilitatea curăţirii uşoare a ferestrelor. Câteva din soluţiile adoptate sunt prezentate în continuare: Accesul prin chiulasă permite accesul pe o parte sau pe întreaga proiecţie a camerei de ardere, prin montarea unei ferestre în chiulasă. La motorul experimental Sandia,[ ] a fost prevăzută o chiulasă specială cu fereastră de safir pe întreaga secţiune a cilindrului. Supapele au fost montate în peretele lateral, cu talerul aliniat la suprafaţa peretelui interior, în poziţia închis. Supapele de admisie sunt de tipul cu ecran; prin orientarea diferită a ecranului se introduce o mişcare de vârtej transversal a încărcăturii cilindrului de intensitate reglabilă. Bujia este montată tot lateral în peretele camerei de ardere, ca şi injectorul de combustibil gazos (fig. 4.4).

Accesul prin piston a fost sugerat de faptul că la majoritatea motoarelor

moderne cu aprindere prin scânteie camera de ardere este plasată în chiulasă, iar pistonul este mai mult sau mai puţin plat, existând posibilitatea realizării capului pistonului, parţial sau complet, din material transparent. Fereastra din piston este combinată adeseori cu o extindere a pistonului, care permite montarea în interior a unei oglinzi, orientate la 45º. La exemplul prezentat în figura 4.5 (motorul Ricardo Hydra sau motorul M.I.T.), se asigură accesul optic total prin capul pistonului; sistemul optic nu implică nici o modificare la schimbarea camerei de ardere. Un dezavantaj de principiu al soluţiei constă în creşterea forţelor de inerţie, care solicită suplimentar fereastra şi care limitează şi turaţia motorului. Accesul total prin cilindru poate fi realizat pe ferestre montate în cilindru. Motorul realizat la M.I.T. (fig. 4.6) cuprinde un piston de secţiune pătrată şi „cilindru” cu pereţi plani, adaptaţi la un motor C.F.R. Doi pereţi ai cilindrului au ferestre de cuarţ, care permit accesul optic prin cilindru fără distorsiuni, pe întregul ciclu de funcţionare. În partea cu acces optic, motorul funcţionează fără lubrifiant; etanşarea este asigurată de segmenţi din grafit dur.

Fig. 4.4 Motor experimental cu acces optic prin chiulasă [ ]


188

Cealaltă soluţie posibilă este una costisitoare ce implică realizarea unui cilindru transparent, cu acces optic pe întreaga sa lungime şi din orice direcţie orizontală. Cilindrul este turnat din bioxid de siliciu, sau din safir (motorul GM, fig. 4.7). De asemenea cilindrul – echivalent cu două lentile cilindrice pe drumul optic orizontal – introduce probleme speciale de aliniere a sistemului optic, dacă recepţia semnalului se face după direcţia optică. Accesul prin bujie a devenit posibil prin utilizarea fibrelor optice. Bujia-traductor cuprinde opt fibre optice echidistante având diametrul de 200 µm, care transmit emisiile flăcării în interiorul unui con de acces cu unghiul de 23º (fig. 4.8). Traductorul este folosit pentru studiul evoluţiei nucleului de flacără, imediat după constituire.

Fig. 4.5 Motor experimental cu acces optic prin piston [ ]

Fig. 4.6 Motor experimental cu acces

optic lateral [ ]

Fig. 4.7 Motor experimental cu acces optic lateral şi prin

piston [ ]

��

189

Arderea complet� �i incomplet�

Arderea poate decurge în dou� moduri: complet sau incomplet. Arderea complet� are loc când întreaga cantitate de energie chimic� din substan�ele ini�iale este transformat� în alte forme de energie; substan�ele finale nu mai posed� energie chimic�. Pentru aceasta este necesar s� se livreze combustibilului cel pu�in cantitatea de oxigen necesar� oxid�rii lui integrale. Arderea incomplet� se produce prin alimentarea combustibilului cu o cantitate de oxigen insuficient� oxid�rii lui integrale. În acest caz, cantitatea de energie ob�inut� este mai mic�, �i anume, cu atât mai mic�, cu cât combustibilul a avut la dispozi�ie mai pu�in oxigen (deoarece o parte din energia chimic� ini�ial� trece ca atare în produsele arderii). Cantitatea minim� de oxigen Omin cuprins� în cantitatea de aer minim� Lmin necesar� arderii complete (pentru 1 kg. de combustibil) este precizat� de ecua�ia chimic� de ardere, care exprim� propor�ia stoechiometric� în care se combin� substan�ele care reac�ioneaz�. La gaze, propor�ia stoechiometric� reprezint� �i propor�ia volumetric�, cu condi�ia ca volumele s� fie m�surate în acelea�i condi�ii de presiune �i temperatur�. Astfel, ecua�ia chimic� de ardere a oxidului de carbon este:

22 COO21

CO →+ , (4.8)

adic�: 1 volum de oxid de carbon + 1/2 volum de oxigen → 1 volum de bioxid de carbon. Se convine s� se scrie ecua�ia chimic� de ardere astfel încât în stânga s� se afle substan�ele care posed� împreun� mai mult� energie chimic� decât substan�ele din dreapta. Cu aceast� conven�ie sensul de la stânga la dreapta este sensul în care energia chimic� este transformat� în alte feluri de energie. Întrucât de cele mai multe ori în reac�ie energia chimic� este reg�sit� în cea mai mare parte sub form� de c�ldur�, sensul de la stânga la dreapta, în conven�ia de mai sus, este numit sens exotermic.

Fig. 4.8 Bujie cu 8 senzori din fibr� optic�

(linia întrerupt� indic� conul optic sensibil al unui senzor, literele a-d definesc planele imaginii câmpului optic, ar�tate în dreapta figurii) [ ]

��

190

Într-o reac�ie chimic�, cantitatea de substan�� se conserv�, volumul îns� poate suferi modific�ri. Astfel din ecua�ia precedent� se constat� c� dintr-un volum de oxid de carbon �i o jum�tate de volum de oxigen, se ob�ine un volum de bioxid de carbon; se spune în acest caz c� reac�ia decurge cu o contrac�ie volumetric�. Exist� reac�ii în care volumul substan�elor finale este mai mare decât volumul substan�elor ini�iale; în acest caz, în timpul reac�iei chimice se produce o dilata�ie volumetric�. Un exemplu de acest fel îl constituie arderea octenului, combustibil care aproximeaz� multe benzine.

OH8CO8O12HC 222168 +→+ , (4.9) adic� din 13 volume de substan�e ini�iale, se ob�in 16 volume de substan�e finale. Sunt �i reac�ii în care volumul r�mâne neschimbat, cum este cazul arderii metanului

OH2COO2CH 2224 +→+ , (4.10) adic� din 3 volume de substan�e ini�iale, se ob�in tot trei volume de substan�e finale. De cele mai multe ori oxigenul este luat din atmosfer�. Prin aceasta se introduc, odat� cu oxigenul, �i cantit��i însemnate de azot. Practic, se admite c� aerul este format numai din oxigen �i azot în propor�ie volumetric� de

0,21 O2 �i 0,79 N2 Astfel, un volum de oxigen luat din aer aduce dup� sine 21.079.0 = 3,76 volume de azot. Azotul nu particip� în general la ardere, fiind deci reg�sit necombinat în produsele finale. Uneori se iau în considerare �i vaporii de ap� pe care îi con�ine aerul; umiditatea aerului trebuie determinat� pentru fiecare caz în parte. Dac� în substan�ele ini�iale se oxigenul g�se�te în cantitatea exact necesar� pentru oxidarea complet� a combustibilului, se spune c� arderea este teoretic� (perfect�), cantitatea de oxigen fiind numit� teoretic� sau corect chimic�. Câteva caracteristici legate de utilizarea unor substan�e drept combustibili pentru motoarele termice sunt date în tab. 4.1. Tab. 4.1. Unele caracteristici ale combustibililor pentru motoarele cu ardere intern�.

Compozi�ia, în kg/kg Omin Lmin Qinf Combustibil C H o

kgkg

kg

kmol

kgkg

kg

kmol

NmNm

3

3

kgkJ

kg

kcal

Benzin� 0,854 0,142 0,004 3,391 0,1065 14,8 0,573 - 43890 10400 Motorin� 0,857 0,133 0,010 3,332 0,1043 14,5 0,4966 - 41800 10000 Metan 0,75 0,25 - - - - - 9,52 49949 - Etan 0,80 0,20 - - - - - 16,7 47436 - Propan 0,818 0,182 - - - - - 23,8 46348 - Butan 0,827

5 0,1725

- - - - - 31,0 45720 -

Hidrogen - 1,00 - - - - - 2,38 119422 28570 Metanol 0,375 0,125 50 - - 6,44 - 6,44 19937 - Etanol 0,52 0,13 0,35 - - 8,95 - 8,95 26805 -

��

191

Pentru aprecierea st�rii ini�iale a amestecului combustibil-aer este necesar s� se calculeze oxigenul minim necesar Omin pentru arderea complet� a unui kg de combustibil, respectiv cantitatea de aer Lmin . Reac�ia de ardere complet� (perfect�) a carbonului poate fi exprimat� astfel:

12 kg C + 32 kg O2 = 44 kg CO2; (4.11) sau

12 kg C + 1 kmol O2 = 1 kmol CO2; (4.12) Pentru un kg de C:

;CO3

11Okg

38

Ckg1 22 =+ (4.13)

;COkmol121

Okmol121

Ckg1 22 =+ (4.14)

Când se ard c kg carbon/kg combustibil, se ob�ine:

;combkgCOkg

311

ccombkg

Okg38

ccombkg

Ckgc 22 =+ (4.15)

;combkg

COkmol121

ccombkg

Okmol121

ccombkg

Ckgc 22 =+ (4.16)

Din reac�ia de ardere a hidrogenului OHO21

H 222 =+ rezult�:

;combkg

OHkgh9

combkgOkg

h8combkgHkg

h 222 =+ (4.17)

sau

.combkg

OHkmol21

hcombkg

Okmol41

hcombkgHkg

h 222 =+ (4.18)

Cantitatea de oxigen necesar� arderii complete a unui kg de combustibil este dat� de rela�iile:

��

��

�−+=

combkgOkg

oh8c38

O 2min , (4.19)

sau

.combkgOkg

32o

4h

12c

O 2min �

�

��

�−+= (4.20)

Cunoscând compozi�ia masic� a aerului de 77% azot �i 23% oxigen �i cea volumetric� de 79% azot �i 21% oxigen, se ob�ine cantitatea minim� de aer necesar� arderii complete (perfecte):

;combkgaerkg

oh8c38

23,01

32,0O

L minmin �

�

��

��

�

�−+== (4.21)

sau

.combkg

aerkmolo

321

h41

c121

21,01

21,0O

L minmin �

�

��

��

�

�−+== (4.22)

��

192

Pentru aprecierea cantit��ii de aer din fluidul motor (înaintea arderii) este util a cunoa�te raportul dintre cantitatea de aer disponibil pentru arderea unui kilogram de combustibil L �i cantitatea minim� de aer necesar� arderii Lmin numit coeficient de exces de aer:

minLL=λ (4.23)

Deci combustibilul poate fi alimentat �i cu o cantitate de oxigen mai mare decât cea corect chimic�. În acest caz, oxigenul în exces trece în substan�ele finale. De exemplu:

22222 N76,3O5,0CO)N88,1O5,0(2CO ++→++ (4.24) Propor�ia dintre combustibil �i aer se precizeaz� cu ajutorul a dou� m�rimi: excesul de aer �i dozajul. Excesul de aer se define�te ca raportul dintre cantitatea de aer realmente furnizat� �i cantitatea de aer teoretic necesar�. Dozajul definit drept raportul dintre cantitatea de combustibil livrat� unei cantit��i oarecare de aer �i cantitatea ce poate fi ars� teoretic de aceea�i cantitate de aer. De exemplu, un amestec de metan �i aer cu dozajul de 0,8 are urm�toarea compozi�ie:

0,8 CH4 + 2 O2 + 76,32 ⋅ N2 , (4.25) deoarece cantitatea de aer considerat� poate arde teoretic un volum de metan, iar în realitate se livreaz� acestei cantit��i de aer numai 0,8 volume de metan. Aceste dou� m�rimi variaz� în sens invers: când propor�ia de carburant cre�te, excesul de aer cre�te, iar dozajul scade; când propor�ia de carburant scade, excesul de aer scade, iar dozajul cre�te. Pentru arderea teoretic�, ambele m�rimi au valoarea 1. Dozajele mai mari ca 1 sunt numite bogate, iar dozajele mai mici ca 1 sunt numite s�race. Pentru MAS, la regimurile de pornire, mers în gol, sarcini mici �i mari, coeficientul λ < 1, iar în domeniul sarcinilor mijlocii λ > 1 (regim economic). La MAC, din cauza timpului foarte scurt pentru formarea amestecului este necesar a se asigura un exces de aer la toate regimurile, deci λ > 1 (λ = 1,3…2,5). Coeficientul de exces de aer serve�te �i la precizarea limitelor de aprindere. Prin limite de aprindere (inflamabilitate) se în�eleg limitele de varia�ie a compozi�iei amestecului combustibil-aer pentru care este posibil� aprinderea. Se deosebe�te o limit� inferioar� de aprindere, determinat� de amestecul s�rac minim λ i �i o limit� superioar� de aprindere λ s care delimiteaz� intervalul în care este posibil� aprinderea. Arderea cu flac�r� poate în general s� înceteze în amestecuri foarte bogate (ciocnirea trimolecular�) sau foarte s�race (ciocnirea cu gaze inerte). Limitele acestor amestecuri sunt determinate practic de c�tre limitele superioare sau inferioare ale autoaprinderii, când m�rirea sau mic�orarea în continuare a cantit��ii de combustibil în amestec fac ca acesta s� nu se mai poat� aprinde. Limitele autoaprinderii amestecurilor de benzin� �i aer în func�ie de compozi�ia la diferite temperaturi sunt date în tabelul 4.2

��

193

Tab. 4.2 Limitele autoaprinderii amestecurilor la MAS

Temperatura amestecului

Limita autoaprinderii dup� � (exces de aer)

înainte de aprindere [ºC]

superioar� �s

inferioar� �i

0 0,53 1,23 50 0,42 1,45

100 0,40 1,60 150 0,40 1,60 200 0,40 1,60 250 0,40 1,67 300 0,40 1,86

Modul în care decurge arderea nu este determinat numai de cantitatea de oxigen pe care o are la dispozi�ie combustibilul, ci �i de temperatur� �i de presiune. Astfel, la presiuni joase �i temperaturi ridicate, chiar dac� oxigenul este în exces, arderea nu este complet�. Fenomenul, cunoscut sub numele de disocia�ie termic�, se datoreaz� descompunerii produselor arderii complete în substan�e care con�in energie chimic�. Un exemplu de acest fel îl constituie disocierea bioxidului de carbon, care decurge dup� ecua�ia:

CO + 22 COO21 ←

Cantitatea de bioxid de carbon care disociaz� este cu atât mai mare, cu cât temperatura este mai ridicat� �i presiunea mai coborât�. Dimpotriv�, dac� temperatura scade �i presiunea cre�te, o parte din oxidul de carbon se combin� cu oxigenul �i d� na�tere bioxidului de carbon. Reac�ia de disociere este deci reversibil�. Fenomenul de disociere are o influen�� însemnat� asupra procesului de ardere. Astfel, atât timp cât condi�iile sunt de a�a natur� încât disocierea are loc, nu se poate transforma în c�ldur� decât o parte din energia chimic� a combustibilului ini�ial, deoarece restul energiei chimice r�mâne ca atare în produsele de disociere. De asemenea, datorit� reversibilit��ii reac�iei de disociere, compozi�ia produselor de ardere se schimb� dac� se modific� temperatura sau presiunea; prin aceasta apar varia�ii chimice care antreneaz� modific�ri energetice. De exemplu, când temperatura scade, se produce o resociere a gazelor arse; fenomenul are loc cu degajare de c�ldur� care rezult� prin eliberarea energiei chimice con�inute în substan�ele care resociaz�. O alt� influen�� se datoreaz� faptului c� reac�iile de disociere care apar în procesele de ardere au loc în general cu o varia�ie de volum; ca atare, varia�ia de volum a unui amestec de gaze care disociaz�, este diferit� de varia�ia de volum care ar corespunde modific�rilor de presiune �i temperatur�. Datorit� acestor influen�e, este necesar s� se ia în considerare fenomenul de disociere la calculul proceselor de ardere. Din caza dependen�ei dintre disocia�ie �i presiune, calculul arderii la presiune constant� este diferit de calculul arderii la presiune variabil (volumul II).

��

194

Cu cre�terea temperaturii, limitele autoaprinderii amestecului se l�rgesc �i în special se m�re�te limita amestecurilor s�race. Aceste limite prezint� importan�� pentru reglajul motoarelor. La motoarele cu carburator la amestecuri cu 9,085,0 ÷=λ (amestecuri bogate) se pot ob�ine viteze maxime de ardere �i prin urmare �i putere maxim�, îns� economicitatea va fi mai mic�. La amestecuri s�race de 15,105,1 ÷=λ viteza de ardere va fi mai mic�, puterea se va mic�ora, îns� economicitatea se va m�ri reducându-se consumul specific de combustibil. Prezint� importan�� i pierderile de c�ldur� , care în cazul amestecurilor s�race vor fi mai mari deoarece arderea amestecului se încetine�te �i se prelunge�te, sfâr�indu-se când gazele ocup� un volum mare �i cu o mare suprafa�� de r�cire prin pere�i (cazul MAC �i MAS GDI). Pentru amestecurile neomogene problema limitelor de autoaprindere dup� compozi�ia amestecului î�i pierde sensul, deoarece în procesul form�rii amestecului (formarea interioar� prin injec�ie) se ob�in câmpuri de concentra�ii cu limite largi ale coeficientului λ ce variaz� de la zero la infinit. La injectarea combustibilului lichid apar zone cu compozi�ie optim� a amestecului deci cu condi�ii optime pentru producerea aprinderii, comparabile cu cele ale amestecului omogen gazos. Se presupune c� în jurul fiec�rei pic�turi de combustibil injectat se formeaz� un înveli� sferic de amestec în care, pentru condi�ii corespunz�toare de temperatur� �i tensiune de vapori a combustibilului, se ob�ine zona de amestec optim de aprindere. În fig. 4.9 se reprezint� schematic dispozitivul de reglare al unui motor MAS cu carburator, diagrama varia�iei presiunii în canaliza�ia de admisie (cu linii pline pentru func�ionarea motorului în plin� sarcin� �i cu linii punctate pentru o sarcin� mai redus�). În sec�iunea minim� a difuzorului se produce, datorit� mi�c�rii spre p.m i. a pistonului, la sarcin� plin� o depresiune

1p∆ , sub influen�a

Fig. 4.9 Schema de reglare la un motor cu electroaprindere cu carburator.

��

195

c�reia , a�a cum rezult� din curba caracteristic� a carburatorului, se produce un amestec exploziv cu o compozi�ie corespunz�toare coeficientului λ 1 = f(

1p∆ ). Debitul de amestec aspirat în motor se poate calcula �inând seama de num�rul cilindrilor �i de tura�ia motorului, de greut��ile combustibilului �i aerului, introduse la fiecare curs� în cilindru. Presiunea din acesta va fi

1cp format�, conform legii

amestecului, din presiunile par�iale pe care le-ar avea aerul �i vaporii de benzin� dac� ar umple singur cilindrul. Cum în por�iunea divergent� a difuzorului o parte din energia cinetic� a amestecului se transform� în energie poten�ial�, r�mâne la ie�irea din difuzor numai depresiunea �I

p1 a�a încât amestecul are în aceast� sec�iune presiunea (p0 – �I

p1). Frec�rile în por�iunea de conduct� dintre difuzor �i clapeta de reglare reduc presiunea amestecului la valoarea (p0 – �II

p1), care este presiunea lui în amonte de clapet�. Din cauza pierderilor în supapa de admisie, presiunea amestecului în amonte de aceasta este (pc1 + �III

p1) �i în aval de clapeta de reglare aceea�i presiune sporit� cu pierderile din por�iunea respectiv� de conduct�. La scurgerea prin clapet� se va consuma deci presiunea destul de mic� �IV

p1, ce reprezint� frec�rile clapetei când aceasta este complet deschis�. În cazul unei înc�rc�ri mai mici se realizeaz� în difuzor, depresiunea �p2 cu care se ob�ine un debit de amestec inferior celui ob�inut cu �p1. Presiunea de alimentare a cilindrului va fi din aceast� cauz� p < pc1. Urm�rind ca mai sus pierderile de presiune în diferitele sec�iuni ale dispozitivului, se constat� c� în amonte �i în aval de clapeta de reglare se va ob�ine depresiunea �IV

p2 > �IVp1, care nu poate fi men�inut� decât

închizând în m�sura necesar� clapeta de admisie. Se ob�ine astfel o sc�dere a depresiunii din carburator �i a greut��ii amestecului aspirat. Este avantajos s� se foloseasc� un carburator la care linia caracteristic� λ = f(�p) s� aib� o tendin�� de sc�dere spre valorile mari ale lui �p. În felul acesta sporirea lui

1p∆ necesar�

înc�rc�rilor mari are ca urmare atât m�rirea greut��ii amestecului, cât �i îmbog��irea lui cu combustibil. Reducerea înc�rc�rii se poate ob�ine în acest caz prin sc�derea greut��ii amestecului �i prin reducerea propor�iei de combustibil.

4.1.STUDIUL ARDERII NORMALE LA M.A.S

4.1.1 Apari�ia scânteii electrice, a nucleului de flac�r�, frontului de aprindere �i a frontului de flac�r�

La motorul cu aprindere prin scânteie, declan�area arderii normale este declan�at� printr-o scânteie electric�. Canalul de plasm� format de scânteie între electrozii bujiei ini�iaz� reac�iile chimice ale aprinderii, care genereaz� în continuare o flac�r� capabil� s� se propage în masa de amestec omogen inflamabil. Particularit��ile aprinderii �i ale dezvolt�rii ini�iale a fl�c�rii au o influen�� esen�ial� asupra desf��ur�rii ansamblului arderii din motor. Scânteia electric� – reprezint� un flux intens de electroni care formeaz� un canal bun conduc�tor de electricitate. Scânteia este înso�it� de fenomene deosebite ca de exemplu radia�ia luminoas� �i caloric�, ionizarea moleculelor �i excitarea lor urmate de apari�ia unor unde de presiune.

��

196

Pentru a eviden�ia fenomenul de str�pungere a spa�iului dintre electrozi se

poate analiza caracteristica voltamperic� care împarte desc�rcarea în dou� domenii distincte (fig. 4.10).

oa – desc�rcare obscur� – curentul cre�te pu�in ca urmare a ioniz�rii externe; ionii au fost pu�i în mi�care ajungând la curentul de satura�ie. ab – desc�rcare prin lic�riri – (efect corona + ionizarea în avalan��). bc – desc�rcare disruptiv� – tensiunea ajunge la valoarea maxim� �i se formeaz� arcul c-d. Canalul ionizat î�i mic�oreaz� rezisten�a �i curentul cre�te cu sc�derea tensiunii. Din cauza l�rgirii bulei de gaz datorit� înc�lzirii apare unda de �oc (pocnituri). Temperatura momentan�

atinge valori de 20000ºC. O parte a c�ldurii este consumat� pentru ioniz�rile gazului, excit�ri a moleculelor �i desc�rc�ri între electrozii bujiei. Trecerea scânteii electrice excit� moleculele �i face posibil� ini�ierea unor lan�uri reactive. Reac�ia la început pur catenar� cap�t� acceler�ri termice pe m�sur� ce progreseaz�. Când viteza catenaro-termic� atinge valoarea sa critic� se produce explozia local� �i apare nucleul de flac�r�. Deci: Aprinderea se produce dup� un proces monostadial la temperatur� înalt� �i este punctiform� �i nu în volum. Formarea nucleului de flac�r� marcheaz� începutul arderii. Se eviden�iaz� un anumit decalaj între momentul declan��rii scânteii electrice �i momentul apari�iei nucleului de flac�r� deci o întârzierea la aprindere sau perioada de induc�ie. I. Apari�ia nucleului de flac�r� determin� propagarea arderii sub forma unui front de aprindere datorit� aprinderii succesive a straturilor învecinate sub influen�a c�ldurii �i a elementelor reactive formate prin ardere în stratul precedent. Perioada de întârziere la aprindere sau de induc�ie reprezint� timpul necesar pentru formarea unui focar ini�ial de flac�r� ca rezultat al unei explozii catenaro-termice care se desf��oar� într-un volum redus, la temperatur� foarte mare, în apropierea electrozilor bujiei. Perioada de întârziere la aprindere va fi dependent� de factorii fizico-chimici care influen�eaz� viteza reac�iei chimice.(wr) Sub ac�iunea turbulen�ei este posibil� o intensificare a transferului de c�ldur� din zona reac�iei �i o diluare a concentra�iei de molecule activate. Ca urmare trebuie admis c� perioada de întârziere la aprindere depinde într-o anumit� m�sur� �i de intensitatea mi�c�rilor turbionare de scar� microscopic�.(wt)

Fig. 4.10 Fazele desc�rc�rii

��

197

Flac�ra

În aceste condi�ii începe s� se dezvolte flac�ra prin care se în�elege zona de transformare chimic� rapid� în general îngust� �i înso�it� de luminozitate în care gazele proaspete �i cele arse se întâlnesc �i care se propag� spre gazele proaspete. Aceast� zon� de reac�ii chimice rapide caracterizat� de gradien�i mari de temperatur� �i de concentra�ii este în în�elesul general, o und�. Ea poate fi numit� unda de ardere. Propagarea zonei de reac�ie în gazele proaspete este legat� în primul rând de mecanismul desf��ur�rii reac�iei chimice. Astfel înc�lzirea gazelor prin transportul de c�ldur� din flac�r� promoveaz� ini�ierea reac�iilor �i accelerarea lor termic�. Datorit� caracterului catenar al reac�iilor, flac�ra nu este numai o surs� de c�ldur� ci �i de elemente reactive. Difuziunea acestor elemente reactive în gazele proaspete înlesne�te ini�ierea �i accelerarea reac�iilor prin propagarea lan�urilor ramificate. Deci: Ini�ierea �i desf��urarea reac�iilor în stratul de gaze proaspete din fa�a zonei de reac�ie (adic� tocmai ceea ce asigur� propagarea acesteia) stau sub controlul transportului de c�ldur� „factor termic” �i ale difuziunii elementelor reactive „factor cinetic”. II. În propagarea zonei de reac�ie poate deveni determinant oricare din ace�ti doi factori. Forma fl�c�rii este în general conturbat�, mult diferit� de sec�iunea plan�, normal� la direc�ia general� a propag�rii. În plus zona de reac�ie are o grosime oarecare deoarece între gazele proaspete �i cele arse are loc o tranzi�ie continu�. Când zona de tranzi�ie este foarte sub�ire se introduce conceptul de front de flac�r�. Dac� zona ce desparte gazele arse de cele proaspete este mic� frontul va fi un front de aprindere.

În spatele frontului de aprindere se dezvolt� pe o adâncime oarecare zona de aprindere.

Fig. 4.11 Dezvoltarea frontului de flac�r�

��

198

4.1.2 Studiul arderii pe baza diagramelor pV �i p-�

Procesul de ardere în MAS este analizat în continuare etapizat pentru a individualiza mai precis fenomenele caracteristice care au loc odat� cu apari�ia scânteii între electrozii bujiei (aprinderea).

Forma diagramei indicate, perfec�iunea arderii �i valoarea randamentului termic sunt sensibil influen�ate de alegerea momentului în care se face aprinderea. �inând seama de faptul c� arderea se propag� din punctul în care se face aprinderea în camera de ardere cu o vitez� finit� �i c� ea trebuie s� se termine pentru pozi�ii ale pistonului apropiate de punctul mort superior, este evident c� aprinderea trebuie s� se fac� cu un avans fa�� de momentul în care pistonul ajunge în punctul s�u mort superior. Avansul la aprindere, exprimat prin unghiul pe care-l mai are de parcurs manivela pân� la aceast� pozi�ie sau prin procentul din cursa pistonului pân� la punctul s�u mort depinde evident de tura�ia motorului �i de calit��ile amestecului exploziv, mai ales de viteza de propagare a fl�c�rii.

Fig. 4.12 Varia�ia presiunii �i gradientului acesteia în timpul arderii la MAS.

��

199

Dac� l este distan�a de la punctul de aprindere la cel mai îndep�rtat punct al camerei de amestec �i w- viteza de propagarea fl�c�rii în amestec, se ob�ine, pentru durata aprinderii valoarea t=l/w c�reia îi corespunde unghiul de rotire al manivelei:

wl

n660360

tn ==α (4.26)

Din cauza complexit��ii fenomenului de aprindere �i ardere, nu se poate îns� determina pe aceast� cale avansul la aprindere al motorului, ci pe cale experimental�. Dup� cum se vede în figura 4.12, între momentul producerii scânteii (1) �i punctul (2) nu se produce o cre�tere apreciabil� a presiunii, respectiv cre�terea presiunii nu se deosebe�te de cazul comprim�rii cu aprindere deconectat� (linie întrerupt�). Din punctul (2) presiunea cre�te rapid pân� la valoarea maxim� (3), iar apoi în cursa de destindere descre�te (punctul 4). Cunoa�terea vitezei de cre�tere a presiunii în timpul arderii prezint� un interes deosebit întrucât aceasta d� informa�ii cu privire la intensitatea procesului, precum �i asupra intensit��ii �ocului provocat prin aplicarea for�ei de presiune a gazelor asupra organelor motorului. În general, problema trebuie rezolvat� astfel încât, cu men�inerea unei viteze mari de desf��urare a arderii în ansamblu, �ocul for�ei de presiune trebuie s� fie cât mai redus. Aplicarea cu �oc a for�ei de presiune oblig� la o dimensionare mai larg� a organelor motorului. Totodat� un �oc de presiune mare, are drept consecin�� o func�ionare brutal�, ceea ce reprezint� un efect distructiv în exploatare, mai ales la motoarele de automobil. În diferite perioade ale procesului de ardere ac�ioneaz� factori diferi�i iar atunci când ace�tia sunt identici în dou� perioade distincte, ponderea lor este deosebit�. De aceea studiul arderii normale se dezvolt� în mai multe faze func�ie de evolu�ia presiunii din cilindru: faza I-a de ini�iere a arderii, faza a II-a de propagare a fl�c�rii �i faza a III-a de des�vâr�ire a arderii în timpul destinderii (30 – 50º RAC). Faza I – Întârzierea la declan�area arderii rapide Faza I este faza ini�ial� sau perioada de induc�ie. În aceast� faz� se arde o cantitate redus� de amestec în jurul bujiei (6–8%), dar presiunile �i temperaturile nu cresc vizibil deoarece c�ldura degajat� abia compenseaz� pierderile de c�ldur� prin pere�ii camerei de ardere. Aceast� faz� se desf��oare pe 5 – 7 º RAC �i se mai nume�te întârziere la aprindere. Aceast� prim� faz� se desf��oar� din momentul declan��rii scânteii cu avansul calculat (optim) pân� în momentul desprinderii curbei de presiune de curba ciclului f�r� ardere (2). În aceast� faz� are loc formarea nucleului ini�ial de flac�r�. Apari�ia nucleului de flac�r� este rezultatul unei aprinderi monostadiale catenaro-termice induse în masa amestecului dintre electrozii bujiei de elementele reactive produse prin desc�rcarea electric�. Prima faz� astfel definit� se bucur� de proprietatea de a fi controlat� îndeosebi de factorii fizico-chimici (presiune, temperatur�, energie de activare) care definesc viteza de reac�ie.

��

200

Pentru stabilirea energiei minime a scânteii necesar� pentru declan�area mecanismelor de ini�iere a nucleului �i frontului de flac�r� se stabile�te un model termic din analiza c�ruia rezult� c� energia de aprindere Emin introdus� prin scânteie trebuie s� acopere energia de activare + pierderile (prin conductibilitate) de c�ldur� spre gazele reci �i nearse. Recent s-a stabilit o rela�ie care permite calculul energiei electrice minime Emin necesare a fi înregistrat� în circuitul secundar al sistemului de aprindere pentru formarea nucleului de flac�r� între electrozi. Rela�ia este produsul a dou� func�iuni:

]wl-j)/j)+((2WlnCQ

)]T-T(C[www[F=E 22

2c

2i

saprp3

s2B

Imin

−−

•

••••µτ∆

ρτ∆ (4.27)

FI depinde numai de factori de natur� electric� iar membrul al doilea de factori de natura fizico-chimic� a amestecului, cu excep�ia lui j - jocul dintre electrozii bujiei. Se observ� c� aprinderea se produce cu atât mai u�or (Emin mai mic) cu cât intensitatea w'B dintre electrozii bujiei este mai mic� (microturbulen�a intensific� transferul de c�ldur� �i împr��tie elementele reactive din zona de reac�ie, ceea ce frâneaz�

apari�ia nucleului), cu cât viteza medie −

w a fluidului motor din cilindru este mai mare,

cu cât temperatura de aprindere este mai mic�, (Tapr), cu cât viteza de reac�ie a combustibilului Cc este mai mare. Ceilal�i factori din rela�ia lui Emin sunt: �� intervalul de timp în care se exercit� tensiunea medie a câmpului electric (aprinderea capacitiv� are rolul cel mai mare în mic�orarea lui) densitatea �s, temperatura amestecului (Ts) în punctul considerat al ciclului motor (punctul de aprindere), Cp -c�ldura specific� a amestecului, l� -microscara turbulen�ei.

Întrucât în aceast� faz�, pulsa�iile din frontul fl�c�rii sun mici, turbulen�a amestecului este deci redus�, conturul fl�c�rii nu este înc� deformat, iar flac�ra se propag� într-o direc�ie normal� pe suprafa�a frontului ei. Viteza normal� de propagare a frontul fl�c�rii în aceast� faz� este dependent� de urm�torii factori: temperatura din frontul fl�c�rii, conductivitatea termic� a amestecului, viteza reac�iilor de oxidare �i difuzia produselor de ardere în amestecul neaprins; (latura chimic� predomin�).

Faza a II-a – Faza arderii rapide Arderea se nume�te rapid� pentru c� decurge cu viteze de ardere �i viteze de cre�tere a presiunii mari ( αddp ). În aceast� faz� cuprins� între momentul desprinderii curbelor de presiune (punctul 2 sau d) �i atingerea presiunii maxime (punctul 3 sau y) frontul de aprindere parcurge circa 90% din distan�a maxim� de la bujie la peretele opus cu viteze mari cvasiconstante în 10 – 25º RAC. Presiunea trebuie s� creasc� cât mai mult dar cu un αddp moderat (0,025 – 0,03 MPa/ ºRAC) Experimental s-a stabilit c� eficien�a maxim� a ciclului se ob�ine când presiunea maxim� se înregistreaz� la

maxpα = 10 - 15ºRAC dup� p.m.s.

��

201

Faza a doua cuprinde fenomenele care determin� r�spândirea fl�c�rii în amestec. În aceast� faz� frontul de aprindere se propag� treptat, traversând întregul spa�iu ocupat de amestec, de la focarul ini�ial pân� la pere�ii camerei de ardere afla�i în partea opus� bujiei. De aceea, faza a doua se mai nume�te �i faza propag�rii fl�c�rii. În cadrul acestui mecanism, turbulen�a are rolul dominant de accelerare a propag�rii. Nu trebuie uitat îns� faptul c� odat� cu cre�terea intensit��ii turbulen�ei, cre�te �i grosimea zonei de reac�ie �i, prin aceasta, cantitatea de substan�e care r�mân s� reac�ioneze în faza final� a procesului de ardere. Viteza de reac�ie are un rol secundar, intervenind numai asupra grosimii zonei de reac�ie. Aceast� vitez� este influen�at� de propriet��ile fizico-chimice ale amestecului din diferitele zone pe care le parcurge frontul de ardere (în faza propag�rii, amestecul final nu mai p�streaz� omogenitatea ini�ial� ci prezint�, în diferite zone, stadii diferite de evolu�ie chimic�, din cauza amestec�rii produse de mi�carea gazelor �i din cauza câmpului neuniform de presiuni �i temperaturi). Neuniformitatea parametrilor termodinamici din zona amestecului final se datoreaz� în special ac�iunii gazelor din spatele frontului de aprindere care, prin expansiune, realizeaz� o comprimare suplimentar� a amestecului nears. Viteza de cre�tere a presiunii este influen�at� de:

-natura �i propriet��ile combustibilului (cei care se aprind u�or CO ↑ dau valori mari pentru αddp );

-compozi�ia amestecului ( αddp max se ob�ine pentru amestecuri bogate) -turbulen�� (favorizeaz� propagarea m�rind αddp , tipul camerei de

ardere �i pozi�ionarea bujiei). Viteza de propagare a fl�c�rii (la MAS = 15 ÷ 40 m/s) este dependent�

de turbulen�a amestecului generat� înc� din timpul umplerii (cre�te cu cre�terea acesteia). Viteza de propagare a frontului de aprindere este maxim� pentru amestecuri bogate. S�r�cirea amestecurilor duce la o mic�orare a vitezei de propagare �i a consumului specific fiind limitat� de instabilitatea în func�ionare a motorului.

Faza a III-a – Faza arderii moderate Arderea se nume�te moderat� deoarece decurge cu viteze moderate. În faza de ardere moderat� intr� în reac�ie combustibilul din spatele frontului de aprindere de aceea aceast� faz� reprezint� o ardere întârziat�. Aceast� faz� se desf��oar� în cursa de destindere 30 – 50º RAC �i determin� o reducere a randamentului (randamentul scade când cre�te cantitatea de combustibil ce arde în aceast� faz�). Durata fazei a treia de ardere (des�vâr�irea arderii) care se desf��oar� în timpul destinderii, depinde de gradul de turbionare a gazelor la sfâr�itul arderii, de compozi�ia amestecului �i unghiul de avans la aprindere. Printr-o corect� organizare a procesului, aceast� faz� (�i întregul proces de ardere) se des�vâr�e�te în prima treime a cursei pistonului. Prelungirea arderii în destindere poate s� apar� la amestecuri s�race sau la aprinderi întârziate.

��

202

Existen�a arderii în destindere (ardere întârziat�) este principala cauz� care diferen�iaz� randamentul indicat al ciclului real al motorului cu aprindere prin scânteie de randamentul termic al ciclului echivalent. Dup� varia�ia presiunii se disting dou� subfaze: un interval �m1 (3 – 10º RAC) în care presiunea este constant� �i αddp = 0 �i un interval �m2 (10 – 40º RAC) în care presiunea scade dup� o evolu�ie cvasiizoterm� y’-t (4) (fig. 4.12). Pentru a mic�ora cantitatea de combustibil nears în faza a III-a se ac�ioneaz� asupra unghiului de avans la apari�ia scânteii pentru a aduce vârful de presiune în zona de turbulen�� maxim� (la 10 – 15° RAC dup� p.m.s. urm�rindu-se eliberarea a 80 – 90% din c�ldura de reac�ie pân� la începutul fazei a III-a. O alt� cale de sporire a puterii MAS-urilor a fost cre�terea tura�iei (motoarele din formula 1 au 18000 – 20000 rot/min). Solu�ia conduce la cre�terea duratei �r �i compromite randamentul; pentru a preveni acest neajuns constructorii de motoare au urm�rit reducerea drumului 1 parcurs de frontul de aprindere, prin folosirea unor camere de ardere compacte, respectiv cercet�torii au urm�rit g�sirea c�ilor de cre�tere a vitezei frontului de aprindere

−

w f .

ARDEREA ANORMALA LA M.A.S.

____________________________________________________________________________

203

4.2. STUDIUL ARDERII ANORMALE LA M.A.S.

A. ARDEREA CU DETONAŢIE Îmbunătăţirea eficienţei şi economiei motoarelor cu ardere internă de tip MAS prin mărirea raportului de compresie cu mai mult de 3-4 unităţi (relativ, comodă din punct de vedere constructiv) este limitată de apariţia unui fenomen identificat cu arderea detonantă, care compromite principalele calităţi ale motorului: puterea, economicitatea şi durabilitatea. De când emisiile poluante (CO2) au devenit una din cauzele determinante ale aşa numitului efect de seră, reducerea acestora a devenit tot atât de urgentă ca şi micşorarea consumului de carburant. La sarcini parţiale, în particular, îmbunătăţirea eficienţei, combinate cu o reducere a consumului, poate fi obţinută prin creşterea raportului de compresie. Aceasta cere totodată şi o optimizare a formei camerei de combustie ce influenţează esenţial procesele termodinamice. Rapoartele de compresie ale automobilelor moderne au valori relativ mari pentru a obţine consumuri mici: datorită acestui fapt unghiul de avans este limitat de detonaţia la sarcini totale.

4.2.1. Limita la detonaţie şi eficienţa combustiei Calitativ eficienţa termică a unui motor privită din punct de vedere al modificării unghiului de avans, (fig.4.13,a) pentru două rapoarte diferite de compresie se studiază funcţie de limita de detonaţie. Cu modificări potrivite ale camerei de ardere limita la detonaţie poate fi împinsă spre avansuri mai mari la declanşarea scânteii (săgeata 1 pe curba CR1), obţinându-se o eficienţă mai mare a ciclului termodinamic. O altă cale de îmbunătăţire a performanţelor este ridicarea raportului de compresie (de la RC1 la RC2 de-alungul graniţei la detonaţie -săgeata 2-) concomitent cu reducerea convenabilă a avansului la producerea scânteii. O micşorare cu 5 °RAC a avansului reduce exigenţa pentru cifra octanică cu patru unităţi în condiţiile variaţiei de randament de aproximativ 0,25 %; punctat s-a reprezentat (fig.4.13,b) relaţia între cifra octanică şi randament, la rapoarte de compresie variabile. Pentru un motor ce funcţionează cu combustibil având o cifră octanică (Research) CO 95 reprezentat prin punctul A, prin mărirea raportului de compresie, i se poate mări randamentul până în punctul B, dar funcţionarea cu ardere normală în acest punct implică CO 100, o benzină cu rezistenţă mai mare la detonaţie. Pentru a utiliza acelaşi tip de combustibil CO 95, trebuie micşorat avansul cu 6 °RAC până în punctul C. Dar cum această diagramă a fost obţinută pentru

MOTOARE TERMICE ÎN ZONA PORTUARĂ ____________________________________________________________________________

204

sarcina maximă (ce apare destul de rar ca regim de funcţionare al motorului) rezultă că la sarcini parţiale, apelând la un reglaj în bucla închisă, motorul poate funcţiona în punctul B, câştigul în randament fiind mare (fig.4.13,b). Creşterea randamentului motorului cu aprindere prin scânteie, prin mărirea raportului de compresie cu o unitate ajunge până la 3 % pentru rapoarte de compresie ε>9, dar ridicarea raportului de compresie este îngrădită de limita de autoaprindere (la detonaţie) a benzinei folosite. Experimental s-a constatat că ordinul de creştere este de aproximativ 10-15 octani pentru cifra octanică CO/R a benzinei folosite, la creşterea cu o unitate a raportului de comprimare; peste această limită apare arderea detonantă.

4.2.2. Manifestările exterioare ale arderii detonante Din momentul apariţiei detonaţiei pentru λ=λdetonaţie= constant (λ -coeficientul de dozaj al combustibilului sau calitatea amestecului) se constată următoarele: -reducerea progresivă a puterii motorului pe măsura creşterii intensităţii fenomenului; la o intensitate a detonaţiei relativ scăzută, scăderea puterii motorului poate depăşi 10-20 % din puterea la funcţionarea normală. -micşorarea randamentului indicat (fig.4.14,b); la o intensitate relativ redusă, consumul specific poate creşte cu 10-20 %. -micşorarea temperaturii gazelor de evacuare (fig.4.14,c) -apariţia în unele cazuri a fumului negru în evacuare.

Fig 4.13 Variaţia eficienţei MAS la modificarea unghiului de avans la aprindere


____________________________________________________________________________

205

-supraîncălzirea motorului, evidenţiată prin creşterea temperaturii cilindrului (fig.4.14,d) (determinată în parte de evacuarea prin fluidul de răcire a unei cantităţi suplimentare de căldură, iar în parte de temperaturile mai înalte care apar în camera de ardere.) -funcţionarea brutală, trepidantă, a motorului. -apariţia unui zgomot metalic, caracteristic, concomitent cu înregistrarea unei intensificări a regimului de vibraţii al motorului frecvenţa oscilaţiilor ajungând la 3,5-10 KHz. (fenomenul de detonaţie a primit şi denumirea de "bătaie de ardere" spre a-l deosebi de bătăile mecanice provocate de jocurile dintre piese). -reducerea durabilităţii motorului, ca o consecinţă a vibraţiilor puternice; creşterea uzurii cilindrului la partea superioară datorită supraîncălzirii pistonului (fig.4.14,f), fenomen care duce la arderea sau chiar spargerea acestuia.

4.2.3. Investigaţia experimentală Diagrama indicată prezintă pentru cazul arderii cu detonaţie trei aspecte distincte în comparaţie cu diagrama indicată ridicată în regim de ardere normală. (fig.4.15) a)-prima particularitate este aceea că până la un moment dat (punctul D) curbele de presiune, în cele două regimuri de ardere (normală şi detonantă) se suprapun; apoi apare o divergenţă importantă, cu o creştere bruscă, violentă a presiunii în cazul arderii cu detonaţie, ceea ce permite să se concluzioneze că detonaţia reprezintă un fenomen care se manifestă numai în ultima parte a procesului de ardere. b)-al doilea aspect este acela că după atingerea valorii maxime, presiunea înregistrează oscilaţii importante care se amortizează treptat înainte de sfirşitul cursei de destindere.

Fig 4.14 Modificarea unor parametri ai MAS la apariţia

arderii detonante

Fig 4.15 Analiza comparativă a arderii detonante pe

diagramele pV şi pαααα


206

c)-al treilea aspect este legat de lucrul mecanic indicat (aria diagramei) care în cazul arderii cu detonaţie este mai mic. Înregistrările simultane a presiunii în două puncte ale camerei de ardere, unul situat în apropierea bujiei, celălalt situat în extremitatea opusă bujiei au evidenţiat că saltul de presiune în camera de ardere are un caracter local (fig.4.16). S-a constatat că în partea camerei de ardere opusă bujiei presiunea atinge valori mult mai ridicate, amplitudinea vibraţiilor fiind de asemenea sporită.

Propagarea cu viteze foarte mari a flăcărilor din focarele de autoaprindere datorită accelerării chimice a acestora, având ca efect împingerea înapoi a frontului normal de aprindere, sugerează ideea unei succesiuni de autoaprinderi a unor volume învecinate de amestec; destinderea acestora determină un dezechilibru local de presiune ce este cauza apariţiei unei unde de şoc puternice care se propagă în amestecul din camera de ardere. Dacă unda de şoc este suficient de intensă la reflectarea ei pe perete, temperatura şi presiunea cresc atât de mult (reflexie fără schimbare de semn -deci amplitudinile undelor incidente şi reflectate se adună-) încât se produce aprinderea amestecului în frontul ei; astfel unda reflectată se transformă într-o undă de detonaţie în frontul căreia transformările chimice de oxidare se termină aproape complet.

Fig 4.16. Diferenţele de presiune în camera

de ardere la apariţa detonaţiei

Fig 4.17 Diagrama schematizată a metodei SRS

Fig 4.18 Evoluţia arderii detonante (SRS)

Fig 4.19.

Fig 4.20 Inregistrări ale detonaţiei prin metoda

CARS


____________________________________________________________________________

207

Detonaţia în MAS este deci un proces chimic de autoaprindere polistadială la temperatură joasă (800K-1100K), a ultimei părţi din amestec (amestecul din zona finală "ZF", opusă bujiei) înainte ca flacăra să fi parcurs în întregime camera de ardere. Cantitatea de căldură degajată prin autoaprindere a fost masurată în diverse puncte ale camerei de ardere dar cel mai mult s-a pus accentul pe măsurarea şi modelarea matematică pe baza datelor înregistrate a fluxului de căldură prin pereţii camerei de ardere concomitent cu memorarea temperaturii pereţilor acesteia. Astfel de înregistrări efectuate cu camere de ardere experimentale cu traductori montaţi fie în chiulasă, sau în peretele camerei de ardere (fig.4.21) şi în afara ei au verificat modelele teoretice propuse demonstrând că între temperatura peretelui măsurată prin metodele enunţate mai sus şi gradientul de penetraţie a fluxului de căldură prin pereţi (fig.4.22,a) există o strânsă interdependenţă. S-a constatat de asemenea (fig.4.22,b) că rata de trecere a căldurii prin peretele camerei de ardere depinde şi de turbulenţa primară a amestecului. Experimental s-a procedat astfel: a) pentru turbulenţa accentuată, fluidul din galeria de admisie a fost direcţionat orizontal la ieşirea în camera de ardere, viteza acestuia având o componentă tangenţială considerabilă paralelă cu suprafaţa capului cilindrului; b) pentru turbulenţa mică, amestecul admis a fost trimis vertical prin galeria de admisie, viteza turbioanelor fiind de trei ori mai mică. Pentru a avea o repetabilitate bună a măsurătorilor aprinderea în motorul experimental este comandată de sistemul de aprindere la fiecare al treilea ciclu de compresie în vederea eliminării gazelor reziduale rămase în cilindru. (antrenarea motorului se face cu ajutorul unui electromotor la turaţii constante).

Fig 4.21 Traductorul de temperatură a peretelui camerei de ardere

Fig 4.22 Dependenţa detonaţiei-flux caldură prin perete


208

4.2.4. Direcţii de combatere a detonaţiei În momentul declanşării detonaţiei, presiunea şi temperatura sunt variabile, înclinarea la detonaţie se apreciază prin presiunea maximă şi temperatura Tzfmax care se ating în ciclul fără detonaţie (p şi Tzf se apreciază prin pmax/pd -gradientul de variaţie momentană a presiunii.

Inegalitatea (taa)DET > tf evidenţiază principalele direcţii de combatere a detonaţiei: 1. micşorarea drumului lf parcurs de frontul de aprindere (camere de ardere compacte, alezaje reduse, bujie plasată central) 2. mărirea vitezei medii de propagare

F

−

Ψ a frontului flăcării prin intensificarea turbulenţei (camere de ardere cu praguri în piston sau chiulasă, viteze mari de curgere prin orificiul oferit de supapă) 3. micşorarea gradului de comprimare a amestecului din "ZF" prin reducerea presiunii maxime pe ciclu. 4. limitarea încălzirii amestecului din ZF (temperaturi de admisie mici, rapoarte de compresie mai mici, etc.)

4. mărirea rezistenţei la autoaprindere (ridicarea cifrei octanice COR) Cercetările recente au confirmat faptul că locul de apariţie al detonaţiei nu este neapărat şi

zona de distrucţie maximă a fenomenului. Determinările făcute pe diferite tipuri de motoare indică că zonele supuse acut fenomenului sunt localizate pe o direcţie perpendiculară pe frontul de propagare al detonaţiei (fig.4.23). Localizarea zonei de maximă apariţie a arderii anormale detonante crează posibilitatea ca prin modificări asupra înalţimii de la suprafaţa chiulasei la calota pistonului, să se îndepărteze pericolul apariţiei detonaţiei. Ceerceetarile arată că prin majorarea înălţimii camerei de ardere în zona de apariţie a detonaţiei şi în zona

vitezelor mici ale frontului de aprindere (determinate experimental), concomitent cu reducerea acesteia în zone în care probabilitatea apariţiei este minimă (pentru a menţine acelaşi raport de comprimare). Se poate crea posibilitatea propagării mai rapide şi mai uniforme a frontului normal în zonele interesate, (mărindu-se rezistenţa camerei la detonaţie; astfeel s-a reuşit ridicarea cu încă trei grade a avansului la

Fig. 4.23. Localizarea distrucţiilor la apariţia detonaţiei

Fig. 4.24. Limita la detonaţie


____________________________________________________________________________

209

aprindere în condiţii de siguranţă, pentru acelaşi motor şi acelaşi combustibil, presiunea medie efectivă realizând o creştere de 3 %(fig.4.24).

4.2.5. Funcţionarea motorului la detonaţie din punctul de vedere al teoriei arderii anormale

Teoria arderii cu detonaţie este în măsură să explice anomaliile care apar în funcţionarea motorului şi manifestările exterioare ale arderii cu detonaţie: 1.Datorită autoaprinderilor succesive cu mare viteză şi aprinderilor ulterioare a amestecului nears, în frontul undei de detonaţie se degajă rapid o cantitate însemnată de căldură care duce la creşterea presiunii maxime a gazelor şi a vitezei de creştere a presiunii. Mersul brutal al motorului apare ca rezultat al aplicării cu şoc a forţelor de presiune a gazelor pe principalele organe ale motorului. 2.Dezechilibrul local de presiune, propagarea undei de şoc şi a celei detonante produc mişcările oscilante din masa gazelor. Impactul acestor unde cu pereţii cilindrului produc sunetul metalic caracteristic detonaţiei (3-10 kHz) prin intrarea în vibraţie a camerei de ardere. Este posibil ca sunetul să fie produs în parte şi de oscilaţia gazelor. 3.Fumul negru apare în conducta de evacuare ca urmare a două fenomene: a.disocierea chimică ce are loc în frontul undei de detonaţie datorită temperaturilor înalte din front. (disocierea ajunge până la formarea de carbon, care arde apoi parţial în destindere din cauza temperaturilor reduse, restul carbonului se evacuează cu gazele de ardere sub formă de funigine) b.smulgerea filmului de ulei de pe pereţii cilindrului de către masele de gaze acţionate de unda de şoc şi detonaţie. 4.Creşterea pierderilor de căldură prin pereţi se explică astfel: a.prin mărirea coeficientului de convecţie de la gaz la cilindru, în urma contactului undelor de şoc şi detonaţie cu pereţii. b.datorită mişcărilor oscilante ale gazelor, mult prelungite în timpul destinderii. c.arderea sau pulverizarea peliculei de ulei care îndeplinea rolul unui strat izolant. 5.Datorită pierderilor mari de căldură prin pereţi şi arderii incomplete temperatura gazelor de evacuare este mult mai redusă în cazul arderii cu detonaţie decât în cazul arderii normale. 6.Arderea incompletă şi pierderile de căldură micşorează randamentul şi puterea indicată a motoarelor. 7.Creşterea uzurii cilindrului în cazul arderii cu detonaţie este determinată de intreruperea filmului de ulei, ceea ce provoacă o frecare semilichidă, până la uscată. 8.Apariţia la perete a undei de şoc şi detonaţie explică deteriorările mecanice ale pieselor motorului. Totodată, creşterea violentă a presiunii, care provoacă o sarcină de şoc asupra mecanismului bielă- manivelă, determină în parte avariile mecanice ale diferitelor piese. Funcţionarea motorului în regim detonant este însoţită de o micşorare simţitoare a siguranţei şi fiabilităţii întregului ansamblu motor. De aceea, este inadmisibilă funcţionarea îndelungată a motorului în regim de ardere cu detonaţie. Funcţionarea cu detonaţii a motorului uşurează apariţia unui alt tip de ardere


210

anormală numită ardere cu aprindere secundară şi aceasta la rândul ei poate provoca apariţia detonaţiei. Această condiţionare reciprocă se explică în felul următor: în cazul detonaţiei intensificarea transferului la pereţi duce la supraîncălzirea acestora ceea ce înlesneşte producerea de suprafeţe locale fierbinţi (care sunt denumite surse secundare de aprindere) puncte ce determină aprinderea necontrolată -necomandată- a amestecului. În cazul perpetuării arderii cu aprinderi secundare, apariţia detonaţiei este usurată de preaprinderi care produc o creştere importantă a raportului de presiuni "pmax/pd" (fig. 4.25).

Tab. 4.3 Influenţa diverşilor parametrii asupra apariţiei detonaţiei

Nr. crt.

Parametrul Sensul modificării parametrului

Sensul variaţiei detonaţiei

1. Unghi avans > >

2. Turaţia < >

3. Sarcina motor > >

4. Temperatura agent de răcire

> >

5. Temperatura de admisie > >

6. Presiunea de admisie > >

7. CO/R Combustibil < >

8. Raport de compresie > >

9. Depozite în camera de ardere

> >

10. Viteza de combustie < >

11. Îmbogăţire amestec bruscă usoară

< >

12. Sărăcire amestec - <

PROCESUL DE ARDERE LA M.A.S.

211

B. ARDEREA CU APRINDERI SECUNDARE Se constată uneori că la întreruperea scânteii, un motor puternic încălzit continuă să funcţioneze în mod neregulat; aceasta înseamnă că în camera de ardere au apărut surse noi de aprindere denumite surse secundare, iar arderea se numeşte ardere cu aprinderi secundare. Manifestările exterioare ale acestei arderi sunt similare cu cele de la arderea cu detonaţie, de aceea uneori devine dificilă recunoaştearea cauzei funcţionării anormale a motorului. Totuşi dacă la întreruperea scânteii electrice funcţionarea motorului încetează brusc, atunci arderea anormală a fost detonaţie deoarece aceasta este precedată de propagarea unui front normal de aprindere iniţiat de la bujie. O altă metodă de diferenţiere a acestora este gama de frecvenţe specifică fiecăreia: 600-1200Hz pentru arderea cu aprinderi secundare, 3000-10000Hz pentru arderea detonantă.

Fiecare aprindere de acest fel generează o flacără turbulentă care se propagă în camera de ardere cu viteze asemănătoare arderii normale. Aprinderea necontrolată se poate produce, în principiu, înainte de declanşarea scânteii electrice, în care caz se numeşte preaprindere, sau după aceasta, când se numeşte postaprindere. De asemenea, este posibil şi fenomenul numit reaprindere, prin care motorul continuă să funcţioneze o anumită perioadă, după întreruperea instalaţiei electrice de aprindere. Dintre acestea, preaprinderea şi reaprinderea (postaprinderea) se întâlnesc cel mai frecvent în practică. Preaprinderea este iniţiată de puncte sau zone ale camerei de ardere care ating temperaturi de ordinul 1000 ºC ;sursele cele mai probabile sunt depozitele formate pe supapa de evacuare sau pe bujie. Fenomenul se produce după funcţionarea de durată la sarcini mari, în special la motorul de automobil cu rezervă mică de putere. După ce se produce, preaprinderea intervine regulat la fiecare ciclu şi tot mai devreme în cursa de comprimare. Evoluţia spre o aprindere cu avans foarte mare, poate fi lentă (într-un interval de câteva zeci de minute) sau invers, foarte rapidă (câteva secunde). Acest efect se datorează creşterii puternice a transferului de căldură de la gazele de ardere formate timpuriu (pe de o parte din cauza nivelului mai ridicat al temperaturii gazelor - care sunt comprimate suplimentar de piston şi pe de altă parte din cauza intervalului mai mare de timp de contact cu pereţii).


212

Arderea este similară cu cea produsă de un avans mai mare la producerea scânteii. Se constată că arderea are loc în timp ce pistonul se deplasează spre p.m.s. ceea ce determină creşteri violente de presiune ca apoi să se termine puţin înainte de p.m.s., respectiv destinderea are loc la presiuni mai mici şi se parcurge bucla negativă ( - ) a ciclului ce se scade din suprafţa pozitivă ( + ), care este mai mică decât în cazul arderii normale. Rezultă o pierdere importantă de putere a motorului şi suprasolicitarea organelor lui (se poate produce topirea parţială a supapelor, gripajul sau străpungerea pistonului). Depozitele formate pe talerul supapei de evacuare sau pe bujie - a căror acumulare progresivă se află la originea preaprinderii - au o structură aproape exclusiv minerală şi sunt formate din elemente prezente în aditivii din combustibil şi ulei. Evitarea preaprinderii se asigură, în consecinţă prin reducerea consumului de ulei al motorului şi ameliorarea calităţilor combustibilului şi uleiului.

Reaprinderea se produce prin autoaprinderea amestecului combustibil, care se substituie astfel aprinderii de la scânteia electrică, motorul continuând să se rotească cu viteză mică de 50...500rpm. Fenomenul, care se observă mai ales după o perioada de funcţionare a motorului la sarcini mici sau dacă lichidul de răcire atinge o temperatură ridicată, se manifestă câteva secunde, în mod excepţional câteva minute. Ca urmare a turaţiei reduse, timpul apare ca factor determinant care face posibiă autoaprinderea (cu toate că există un nivel redus al temperaturii şi presiunii). Această formă de ardere anormală nu afectează grav starea mecanică a motorului. Arderea cu aprinderi secundare iniţiate de particule incandescente este în general o ardere cu postaprindere .Fenomenul se produce după funcţionarea de durată la sarcini mici, cu formarea de depozite în camera de ardere urmată de trecerea la sarcini mari. Depozitele încep să se rupă ca urmare a tensiunilor termice apărute, formând particule în suspensie. Acestea se încălzesc până la incandescenţă prin reacţii de oxidare şi devin surse de aprindere la temperatură înaltă, în special pentru amestecul iniţial din faţa frontului flăcării turbulente normale. În consecinţă particulele incandescente iniţiază în special post-aprinderi cu formarea unor flăcări suplimentare, care pot determina mărirea bruscă a vitezei de creştere a presiunii spre finele arderii - pâna la 0,8...1 MPa/ºRA. Fenomenul este semnalat de un zgomot de frecvenţă relativ joasă - de ordinul a 1000Hz (ca un bubuit surd) produs de vibraţia arborelui cotit în planul axei cilindrilor.După câteva secunde fenomenul încetează în urma eliminării depunerilor care formează particule incandescente. În acest interval, se pot produce deterioări ale arborelui şi lagărelor, precum şi supraîncălzirea unor piese din camera de ardere, care să antreneze preaprinderi.

Fig 4.25 Diagrama indicată în cazul preaprinderilor secundare


213

Din punct de vedere al solicitării organelor motorului, ceea ce limitează în prezent creşterea raportului de comprimare ε, este arderea cu aprinderi secundare, mai mult decât arderea cu detonaţie, deoarece presiunile maxime sunt mai mari decât la arderea cu detonaţie. Funcţionarea cu aprinderi secundare poate determina arderea cu detonaţie şi invers. Acestă condiţionare reciprocă se explică astfel: în cazul detonaţiei, intensificarea transferului termic la pereţi duce la supraîncălzirea acestora, ceea ce determină apariţia suprafeţelor locale fierbinţi şi deci arderea cu aprinderi secundare determină creşterea presiunii şi temperaturii amestecului din zona finală favorizând arderea cu detonaţie. Ambele tipuri de arderi cu aprinderi secundare suprasolicită organele motorului, ducând la o exploatare

neeconomică a lui, ca atare trebuie luate măsuri în timpul exploatării (evitarea formării calaminei, respectarea valorii termice a bujiei, regim termic moderat etc.) Din analiza ambelor reprezentări se constată că presiunile maxime în ciclurile cu aprinderi secundare sunt superioare presiunii maxime a ciclului în care evolutia arderii este normală (fig. 4.26). În acelaşi timp însă, suprafaţa utilă a diagramei cu aprinderi secundare, în special în cazul preaprinderilor, este mai redusă decât suprafaţa diagramei normale.

4.3. Influenţa diferiţilor factori asupra arderii la M.A.S. Studiul influenţelor asupra arderii la M.A.S. se face pentru a asigura dezvoltarea unei arderi normale perfomante pentru motor. Succint acestea sunt prezentate în continuare luând ca reper analiza legată de posibilităţile de apariţie a arderilor anormale şi mai ales a detonaţiei. O parte a acestor influenţe sunt date şi în tabelul 4.3 la arderea cu detonaţie.

Influenţa proprietăţilor încărcăturii proaspete Presiunea iniţială poate fi ridicată (prin supraalimentare şi menţinând

ceilalţi factori constanţi) dar se reduce mult durata arderii (scade α a şi α r ca urmare a creşterii vitezei de reacţie şi a turbulenţei). O supraalimentare intensă implică micşorarea unghiului de avans pentru evitarea apariţiei detonaţiei. Temperatura iniţială în condiţiile menţinerii celorlalţi factori constanţi, determină prelungirea duratei arderii, în special prin creşterea fazei principale a procesului α r . Această influenţă se explică prin creşterea vâscozităţii gazelor cu temperatura, ceea ce conduce la amortizarea turbulenţei. Pe de altă parte creşterea temperaturii iniţiale determină creşterea apariţiei arderii detonante. Experimental s-a stabilit că la creşterea temperaturii iniţiale, avansul apariţiei scânteii trebuie să scadă.

Fig. 4.26 Diagrama indicată cu postaprinderi secundare


214

Aşa cum s-a arătat la procesul de admisie creşterea temperaturii iniţiale reduce şi coeficientul de umplere. Aceste două efecte se manifestă prin reducerea puterii şi economicităţii motorului precum şi prin accentuarea tendinţei de ardere detonantă.

Influenţa factorilor funcţionali

Cu mărimea turaţiei arborelui cotit creşte

viteza medie a pistonului şi impreună cu aceasta intensitatea pulsaţiilor turbulente. Acestea din urmă conduc la mărirea vitezei medii de ardere (figura 4.27) şi permit o creştere considerabilă a rapidităţii motorului. Cu mărimea turaţiei creşte de asemenea regimul termic mărindu-se exponentul politropic de compresie n1 (accelerându-se formarea centrelor active de ardere iniţiale şi completându-se influenţa intensificării turbulenţei provocată de mărimea turaţiei).

Însă mărirea turaţiei motorului şi micşorarea prin aceasta a timpului de pregătire şi de desfşurare a întregului proces de ardere, reclamă un unghi mai mare de avans la aprindere. Fără aceasta o însemnată parte a amestecului va arde în timpul destinderii, ceea ce măreşte pierderile de căldură prin gazele de evacuare şi prin sistemul de răcire. Pentru exemplificare se prezintă în figura 4.28 diagramele indicate ale unui motor, ridicate la diverse turaţii.

În figura 4.28 se vede că la un dozaj constant şi un unghi de avans la aprindere constant, cu creşterea turaţiei creşte întârzierea la aprindere şi se prelungeşte procesul de ardere. Dacă se măreşte unghiul de avans la aprindere (fig. 4.28) se apropie foarte mult curbele presiunii la modificări importante ale turaţiei. Cu mărirea turaţiei se prelungeşte într-o anumită măsură, postarderea, dar se micşorează şi durata transferului de căldură (apărând un efect de compensare).

Fig. 4.27 Influenţa turaţiei asupra vitezei de

propagare


215

Influenţa sarcinii La micşorarea

sarcinii prin clapeta de acceleraţie raportul dintre gazele proaspete şi gazele reziduale din cilindru se modifică în sensul măririi coeficientului de gaze reziduale. Cantitatea mărită de gaze reziduale influentează negativ asupra procesului de ardere micşorând viteza de propagare a flăcării. Pentru înlăturarea acţiunii negative a gazelor reziduale asupra procesului de ardere (la turaţie constantă) trebuie să se mărească unghiul de avans la aprindere cu reducerea sarcinii. Dar prin aceasta se poate doar apropia sfârşitul arderii de punctul mort superior, însâ pentru a scurta durata arderii trebuie să se îmbogăţească suplimentar amestecul cu atât mai mult cu cât sarcina este mai redusă.

Printr-o îmbogăţire optimă a amestecului şi prin alegerea avansului optim de aprindere se poate realiza procesul de ardere cu o durată minimă, chiar la sarcini foarte mici.

Fig 4.28 Influenţa turatiei asupra diagramei indicate 1 – n = 3000 rot/min ; 2 – n = 2000 rot/min ; 3 – n = 3000 rot/min


216

În figura 4.29 se prezintă diagramele indicate pentru trei deschideri ale clapetei de acceleraţie 100%, 40% si 20%. Se vede că la închideri pronunţate ale clapetei de acceleraţie (20%) unghiul optim de avans la aprindere este cel mai mare (49°RAC). Efectul ridicării puterii prin supraalimentare este invers decât al închiderii clapetei de acceleraţie adică reclamă micşorarea unghiului de avans la aprindere şi admiterea unei oarecare sărăciri a amestecului.

Dozajul, respectiv proporţia combustibilului în amestec cu aerul d sau coeficientul de exces de aer λλλλ d influentează sensibil durata primelor două perioade ale arderii (fig. 4.30.), precum şi puterea, respectiv economicitatea motorului.

Dozajul optim şi emisia de poluanţi depind foarte mult şi de natura combustibilului. În figură se redă influenţa dozajului asupra randamentului indicat şi asupra emisiei de oxid de azot, pentru un motor funcţionând cu metanol comparativ cu benzina, de unde se observă avantajul metanolului. În cazul injecţiei de benzină, injecţia mixtă în galeria de admisie şi direct în camera de ardere este favorabilă din punct de vedere al economicităţii şi într-o gamă mai largă de variaţie a dozajului comparativ cu MAC clasic.

La anumite dozaje pot apărea rateuri (zgomote sub formă de explozie) care se produc în carburator sau în colectorul de evacuare.

Rateurile din carburator se produc la amestecuri foarte sărace, când arderea se prelungeşte mult în destindere, iar în perioada deschiderii supapelor flăcara pătrunde în colectorul de admisie aprinzând amestecul proaspăt. Rateurile în colectorul de evacuare sunt provocate de amestecuri bogate. În acest caz produsele arderii incomplete, când ajung în contact cu aerul din colectorul de evacuare, se aprind exploziv.

Fig. 4.29 Influenţa sarcinii asupra diagramei indicate

Fig4.30 Influenţa coeficientului de exces de aer (dozajul) asupra unor

parametrii principali ai motorului Pe şi asupra perioadelor de ardere αa/αrr


217

Încărcăturile experimentale arată că la dozaje bogate, apropiate de dozajul de putere maximă, apare intensitatea detonaţiei (ID) maximă. Tot la aceste dozaje este şi tendinţa maximă de aprinderi secundare. Rezultă deci că funcţionarea la dozaje sărace cu λ α =1,05…1,15 este cea mai recomandată. Nici funcţionarea la dozaje prea sărace nu este recomandată, deoarece creşte uzura motorului (ciclurile funcţionale se realizează în condiţii nefavorabile, crescând durata de ardere, flacăra vine în contact cu pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului) ca urmare a unui regim termic mai ridicat al pieselor motorului.

Influenţa factorilor constructivi Ridicarea gradului de comprimare permite să se obţină la sfârşitul

compresiei presiuni şi temperaturi mai mari ceea ce accelerează pregătirea combustibilului pentru reacţiile de ardere. Perioada întârzierii la aprindere la motoarele cu rapoarte mari de comprimare este mai mică şi din acest motiv va fi mai mică şi durata generală a arderii până la atingerea presiunii maxime. De aceea presiunea maximă la motoarele cu rapoarte mari de comprimare se va obţine mai aproape de p.m.s. (ceea ce se explică prin vitezele mari de degajare a căldurii într-un volum redus al camerei de ardere şi deeci minimizarea pierderilor teemice. Variaţia gradului de comprimare în timp real se poate obţine, fie prin introducerea unei piese metalice în camera de ardere (ε↑ ) fie, în varianta modernă dezvoltată de firma VOLVO, prin înclinarea ansamblului comun chiulasă, cilindru, piston în raport cu blocul motor printr-un sevomecanism mecanic. Variaţiile lui ε sunt în plaja 8-14 ceea ce aduce o economicitate deosebită arderii dar şi limitează, în condiţiile extreme apariţia detonaţiei. Caracteristica combinată de variaţie a dozajului şi avansului la producerea scânteii cu sarcina şi turaţia - eventual în funcţie şi de alţi factori, cum sunt regimul termic, combustibilul etc. – se optimizează în raport cu condiţiile de economicitate, putere şi emisii poluante, ale motorului prin sisteme de reglaj automat. Natura combustibilului influenţează durata arderii prin compoziţia chimică şi viteza de reacţie. Principalul criteriu pentru alegerea unui combustibil este capacitatea antidetonantă a lui, exprimată prin cifra octanică CO (procentul în volume de izooctan într-un amestec etalon, format din izooctan şi normal - heptan care are aceiaşi sensibilitate la detonaţie ca şi combustibilul dat).


218

a. Vedere în secţiune

b. Vedere de ansamblu motor cu compresie variabilă

c. Mecanismul de variaţie al raportului de compresie

Fig. 4.31 Variaţia ε la VOLVO Sursă : Revista Automotive engineering, Aprilie 2001


219

Cifra octanică a benzinei se ridică prin aditive. Cel mai folosit aditiv este tetraetilul de plumb (TEP) care adăugat în cantităţi mici (2..4ml TEP/litru de benzină) sporeşte CO cu 10-20 unităţi.TEP-ul fiind foarte toxic se impune ca benzinele aditivate (CO/R98) să fie colorate pentru a se deosebi şi a fi manipulate cu atenţie. În urma analizării factorilor de influenţă asupra arderii în MAS rezultă următoarele posibilităţi practice de realizare a arderii normale: folosirea benzinei recomandate de firma constructoare şi filtrarea corespunzatoare a acesteia; reglarea corectă a selectorului octanic în funcţie de calitatea benzinei şi asigurarea funcţionării corecte a dispozitivului centrifugal pentru reglarea avansului; alegerea corectă a bujiilor şi menţinerea acestora în perfectă stare de funcţionare; reducerea sarcinii sau mărirea turaţiei motorului, prin alegerea corespunzătoare a treptelor de viteze; întreţinerea corectă a sistemului de răcire (calitatea corespunzătoare a lichidului şi evitarea formării depunerilor); revizii şi întreţineri periodice conform prescripţiilor tehnice date de uzina constructoare.

Regimul termic al motorului favorizează arderea normală (detonantă şi cu aprinderi secundare). Utilizarea unor soluţii de răcire eficace a camerei de ardere conduce la atenuarea acestor efecte. Camerele de ardere Materialul de construcţie. Construind chiulasa cilindrului şi pistonul din aliaje de aluminiu, cu o mai bună conductivitate termică decât a fontei se înlesneşte cedarea căldurii în afară, se coboară temperatura amestecului la începutul compresiei şi prin aceasta se poate realiza un raport de compresie mai ridicat fără producerea detonaţiei. Arhitectura camerei de ardere. Cum este şi normal, forma geometrică a camerei de ardere are o influenţă covârşitoare asupra modului de desfăşurare a procesului de ardere. Analizând totalitatea căilor de influenţă a camerei de ardere se vede că influenţele determinante se exercită prin:

-legea de degajare a căldurii în timpul arderii -drumul maxim pe care trebuie să-l parcurgă frontul de aprindere,

socotit de la focarul iniţial şi până în cel mai îndepărtat punct al camerei -natura turbulenţei

Elementele enumerate mai sus nu acţionează numai asupra duratei procesului, ci şi asupra evoluţiei presiunii din cilindri în timpul arderii. Desigur că forma geometrică a camerei de ardere trebuie corelată cu dispoziţia şi dimensiunile supapelor, precum şi cu numărul şi poziţia bujiilor. În funcţie de aceste elemente uneori trebuie să se renunţe la o serie de avantaje pe care le-ar oferi o cameră de ardere cu formă optimă, considerată numai din punct de vedere al arderii. Formele cele mai frecvent întâlnite în construcţia camerelor de ardere la MAS sunt prezentate în fig.4.32:


220

În schema h se prezintă camera de ardere sub formă de L cu supape în bloc, construcţie ce nu se mai utilizează la motoarele actuale din cauza înclinaţiei mari spre detonaţie datorită drumului lung ce-l are de parcurs frontul de flacără până la extremitatea camerei. La motoarele cu supape în chiulasă cea mai largă răspândire au obţinut-o camerele de ardere semisferice (schema a) şi sub forma prismatică (schemele b şi c), supapele putând fi dispuse de ambele părţi ale chiulasei (c) sau pe o singură parte (b). De asemenea sunt larg utilizate camerele sub formă de pană (schema c) şi semipană (schema g). Coeficientul de umplere se măreşte considerabil prin realizarea unor canale de admisie cu secţiuni mari în chiulasă, diametrele acestora putând fi de aproximativ jumătate din alezaj, respectiv (0,5-0,54)D. De asemenea la astfel de construcţii se pot îmbunătăţii calităţile aerodinamice ale canalelor de admisie, practicându-se raze mari de racordare.

Fig.4.32. Schemele camerelor de ardere la MAS


221

Raportul dintre aria suprafeţei camerei de ardere Aca şi volumul acesteia Vc influenţează pierderile de caldură prin pereţi, iar creşterea sa micşorează viteza de ardere în vecinătatea pereţilor şi în special în spaţiile înguste din zona pragurilor de turbionare l. În aceste spaţii înguste se poate chiar stinge flacăra (mai ales când distanţele dintre pereţi sunt sub 1mm) ceea ce are ca efect mărirea concentraţiei de hidrocarburi în gazele de evacuare. Prin mărirea distanţei dintre muchia pistonului şi chiulasă în zona pragurilor de turbionare, datorită facilitării desfaşurării reacţiilor de ardere concentraţia de hidrocarburi în gazele de evacuare scade. Dar raportul Aca/Vc pentru fiecare tip de cameră depinde şi de raportul S/D, de cilindreea Vh şi de raportul de comprimare ε. Cel mai mic raport Aca/Vc se obţine la camerele semisferice (a) şi prismatice (c). Pentru accelerarea proceselor de ardere este necesară intensificarea turbionării amestecului la sfârşitul comprimării. Trebuie însă avut în vedere că la un grad înalt de turbionare a amestecului apar importante pierderi gazodinamice şi se măresc pierderile de căldură, intensificându-se transferul de căldură de la gaze la pereţi atât în timpul compresiei, cât şi în timpul arderii şi destinderii. Este important să se găsească arhitectura camerei de ardere care să asigure turbionarea necesară optimizării energetice a proceselor pentru a se obţine puterea maximă şi consumul specific de combustibil minim. În acest sens trebuie să se aibă în vedere atât direcţia şi viteza curentului imprimate în timpul admisiei, cât şi măsurile constructive de intensificare a turbionării la apropierea pistonului de p.m.s. Optimizarea construcţiei se realizează pe baza încercărilor experimentale cu fiecare cameră de ardere. La camerele de ardere care nu au praguri de turbionare se poate realiza turbionarea necesară numai pe calea conservării mişcării imprimate amestecului în timpul admisiei. Amplificarea acestei mişcări se poate realiza convenabil în timpul compresiei spre exemplu prin utilizarea unei camere de ardere în piston (fig.4.32) sau camere ovale în chiulasă (schema d). Şi la această cameră trebuie să se acorde atenţie distanţei dintre muchia pistonului şi chiulasă pentru a nu se mări concentraţia de hidrocarburi în gazele de evacuare. Presiunea maximă a ciclului şi gradientul de creştere a presiunii depind de variaţia în timp a suprafeţei frontului de flacără şi prin urmare de volumul de amestec afectat momentan de procesul de ardere. Pentru o viteză constantă de propagare a frontului de flacără suprafaţa acestui front depinde de forma camerei de ardere şi de locul de dispunere a bujiei. Mare interes prezintă camera de ardere concepută de May Fireball care permite utilizarea unor rapoarte de comprimare mai mari ca la camerele analizate mai sus. O astfel de cameră de ardere se prezintă schematic în fig.4.33. La sfârşitul compresiei amestecul carburant este expulzat de către piston din cilindru şi pătrunde printr-un canal tangenţial într-un compartiment sferic al camerei dispus sub supapa de evacuare (în care se formează un curent turbionar de mare intensitate). Bujia fiind amplasată în acest compartiment al camerei de ardere aprinde amestecul cel mai puternic încălzit în vecinătatea supapei de evacuare.


222

Drumul scurt de propagare a flăcării, corelat cu viteza mare a gazelor în camera de ardere, conduc la arderea rapidă, completă şi uniformă a amestecului, ceea ce permite utilizarea unor dozaje mult mai sărace, la rapoarte de comprimare de 13-14. Cea mai eficace formă a camerei de ardere este cea semisferică cu dispunerea superioară a supapelor de preferat cu două bujii sau dacă se foloseşte una singură aceasta să fie dispusă în centrul camerei. Problema formei camerei de ardere precum şi numărul şi dispunerea bujiilor trebuie soluţionată în aşa fel încât să se micşoreze la maxim suprafaţa de răcire şi să se scurteze drumul frontului flăcării, deoarece pe aceste căi se obţine viteza maximă de ardere. Se pot evita detonaţiile construind raţional camera de ardere şi alegând convenabil poziţia bujiei. Se recomandă în primul rând să se aşeze bujia într-un punct al pereţilor camerei în care se găseşte amestecul cel mai cald, ultrior fiind aprins amestecul mai rece. După cum s-a arătat în calculul de evaluare a detonaţiei, aceasta ia naştere cu atât mai uşor cu cât amestecul ce arde la urmă are o temperatură mai ridicată. Se mai recomandă o răcire cât mai energică a supapelor, de exemplu prin executarea unor canale goale în interior, umplute parţial cu sodiu metalic (care în timpul mişcării supapei este azvârlit succesiv pe fundul supapei şi în lungul tijei căreia îi transmite căldura). O soluţie mai simplă este reprezentată în fig.4.34. Supapa de evacuare, când este complet deschisă, se apropie mult de fundul rece al chiulasei, căreia îi transmite căldura prin radiaţie servindu-I în acelaşi timp ca paravan al feţei superioare contra gazelor evacuate.

Fig. 4.33. Schema camerei de ardere May Fireball


223

La motoarele cu cilindrii orizontali şi tije de supape verticale, se poate adapta o cameră de ardere la care bujia este instalată pe peretele opus pistonului, la distanţă aproape egală de cele două supape. Soluţia este mai puţin avantajoasă din punct de vedere al evitării detonaţiei.

Legile de variaţie a avansului la MAS

Avansul optim la producerea scânteii

Avansul la aprindere aflat la limita de influenţă între factorii funcţionali şi constructivi este principalul mijloc de control al arderii la MAS. Punctul de aprindere (momentul exact al declanşării scânteii între electrozii bujiei în camera de ardere) influenţează puterea motorului şi consumul de carburant. Trăsăturile fundamentale ale arderii în MAS derivă din faptul că în momentul declanşării scânteii electrice amestecul aer-combustibil din cilindru se găseşte în stare de omogenitate, element fără de care nu este posibilă nici apariţia focarului iniţial (nucleul de flacără) nici răspândirea flăcării în toate direcţiile până la cuprinderea în întregime a amestecului. Desfăşurarea normală a procesului de ardere din MAS constă din arderea treptată a amestecului aer-combustibil, ca rezultat al propagării unei flăcări (front de aprindere) în amestecul iniţial, de la un nucleu produs de scânteia electrică, cu declanşare comandată de sistemul de aprindere.(fig.4.35) În cazul în care compoziţia amestecului rămâne neschimbată durata dintre aprinderea şi arderea amestecului rămâne aproximativ constantă. Două milisecunde în medie

este timpul scurs dintre momentul producerii scânteii şi combustia completă a amestecului din camera de ardere. Aşa cum s-a arătat anteerior, acest proces de răspândire a flăcării cu viteze moderate 22-50 m/s numit ardere normală este singurul proces care determină o eficienţă economică ridicată (lucru mecanic maxim pe ciclul respectiv, suprafaţa diagramei indicate maximă şi randament ridicat) nu provoacă avarierea sau uzarea rapidă a motorului şi poate fi dirijat sau controlat. Dacă se reglează un unghi constant de comandă a scânteii în camera de ardere momentul de formare al scânteii se deplasează cu creşterea turaţiei din ce în ce mai mult în cursa activă a pistonului. Pentru a menţine presiunea maximă la câteva grade arbore cotit după p.m.s. este necesar a deplasa în mod continuu momentul de formare a scânteii în direcţia "avans" adică de a mări unghiul de avans funcţie de turaţia motorului.

Fig.4.34. Camera de ardere cu răcire îmbunătăţită a supapei de evacuare

Fig 4.35 Avansul iβ


224

În cazul unui avans prea mare (dacă scânteia este dată prea devreme, presiunea gazelor va constitui o forţă de sens contrar mişcării pistonului şi se va opune deplasării sale. Motorul va funcţiona anormal se va supraîncălzi, va produce bătăi metalice (vibraţii- apariţia detonaţiei) la turaţii mici se va opri, consumul de combustibil va creşte, iar puterea motorului va scădea. Dacă declanşarea scânteii se produce la p.m.s. sau cu oarecare întârziere faţă de acesta, în timp ce se produce arderea, pistonul se deplasează spre p.m.i., iar volumul de deasupra lui se măreşte. Presiunea gazelor nu mai poate atinge valoarea optimă, lucrul mecanic pe ciclu va fi mic, suprafaţa cilindrului care vine în contact cu flăcările gazelor va fi mare, motorul se va încălzi, se vor produce pierderi mari de caldură prin gazele de ardere, puterea va scădea iar consumul de combustibil va creşte. În cazul întârzierilor mari la aprindere o parte a amestecului carburant va continua să ardă în galeria de evacuare. Având în vedere condiţiile de funcţionare ale motorului există întotdeauna o valoare particulară a avansului în ciclul motor care maximizează cuplul şi puterea obţinută, minimizează consumul şi factorii poluanţi evacuaţi. Acest "avans" este prin definiţie avansul optim şi se exprimă în grade arbore motor înainte de punctul mort superior p.m.s. . Acestui unghi îi corespunde randamentul maxim al ciclului motor (fig.4.36). Avansul fix şi curbele de reglare a unghiului de avans la MAS Curbele de reglare a unghiului de avans servesc la proiectarea şi realizarea regulatoarelor automate care să asigure motorului în orice condiţii unghiul de avans apropiat de cel optim. Unghiul de avans se determină în funcţie de putere, consum şi poluare. Reglarea automată începe de la circa 600-800 rot/min. Până la această turaţie se consideră suficient un unghi de avans fix reglat în condiţii statice sau la turaţia de mers în gol, numit şi unghi de calaj sau avansul fix (BASIC AVANCE). Acest unghi de avans fix este limita de detonaţie chiar la sarcina completă. Avansul optim depinde deci de viteza combustiei amestecului aer- carburant şi deci toţi parametrii care exercită o influenţă asupra acestei viteze vor influenţa în egală măsură momentul optim de străpungere a spaţiului dintre electrozii bujiei. Aceşti parametri sunt: viteza de rotaţie a arborelui motor -turaţia motorului - (fig.4.37,a), presiunea de admisie (fig.4.37,b), dozajul amestecului (fig.4.37,c), gradul de umiditate şi temperatura amestecului admis, cifra octanică a carburantului (fig.4.37,d), temperatura atinsă de motor (fig.4.38,a), tipul şi numărul de bujii folosite pentru aprindere, poziţionarea acestora în camera de ardere şi distanţa dintre electrozi, forma camerei de combustie fixată prin construcţie sau alterată de depozitele solide,

Fig.4.36 Avansul la apariţia scânteii


225

dispunerea supapelor, raportul de compresie (fig.4.38,b), turbulenţa amestecului în camera de ardere şi turbulenţa locală între electrozii bujiei, etc.

Fig.4.37.Dependentele unghiului de avans la MAS

Fig 4.38.Variaţia iβ cu temperatura motorului şi ε


226

Astfel dacă motorul lucrează la sarcina parţială, compoziţia amestecului conţinut în camera de ardere se aprinde mai încet. Prin urmare momentul de formare a scânteii trebuie şi mai mult avansat faţă de sarcina plină a motorului. Odată cu creşterea cifrei octanice a combustibilului creşte şi unghiul de avans iar pentru un coeficient de exces de aer cuprins între 0,8<λ<0,9 se obţine o valoare a unghiului de avans iβ minimă . Curba de reglare a unghiului de avans pentru sarcina completă (regim maxim) se stabileşte numai funcţie de turaţie (cu creşterea turaţiei creşte unghiul de avans). Curba de reglaj (linie continuă) funcţie de turaţie (fig.4.39.) trebuie să ramână sub limita aprinderii prin detonaţie (linie întreruptă). Peste acest reglaj se suprapune reglajul pentru sarcini parţiale ale motorului şi celelalte corecţii. Variaţia depresiunii statice din carburator pentru sarcina plină a motorului la deplasarea automobilului pe un drum orizontal (fig.4.40) se foloseşte pentru mărirea suplimentară a unghiului de avans (peste cel realizat de turaţie) pentru sarcini parţiale; ca urmare se obţine câmpul curbelor de reglaj pentru sarcini parţiale (b) şi sarcina plină (a).

Fig.4.40.Corelaţia avans sarcină

Fig.4.39. Curba avansului funcţie de turaţie


227

În cazul mersului în gol al motorului şi în cazul regimului de frânare cu motorul condiţiile de ardere se îngreunează şi emisia de gaze toxice este mare. Pentru a preveni acest neajuns la aceste regimuri trebuie prelungită durata arderii printr-un unghi de avans întârziat. Acest lucru se poate realiza printr-o curbă suplimentară de reglaj. Ca urmare apar curbele de reglaj (fig.4.41.): reglarea avansului funcţie de sarcina plină şi turaţie (a) reglarea la sarcini parţiale (b) reglarea de întârziere la aprindere pentru mersul în gol (c) şi frânarea cu motorul (d).Determinarea caracteristicii de avans a motorului cu ardere internă de tip MAS se ridică pe un motor montat pe stand pentru diferite turaţii, domeniul de variaţie al unghiului de avans corect fiind determinant pe

considerentul puterii maxime şi consumului specific minim. Caracteristicile obţinute (în ordine fig.4.41. fig.4.42.a,b) servesc la proiectarea şi reglarea regulatoarelor de avans şi pentru prescrierea unghiului de avans fix ţinând cont şi de limita dată de aprinderea prin detonaţie a combustibilului. Deoarece condiţiile de ridicare a caracteristicii (turaţie şi deschiderea obturatorului) rămân constante, consumul orar de combustibil se menţine constant, indiferent de modificarea unghiului de avans -consumul specific de combustibil se schimbă ca funcţie inversă a puterii- (fig.4.41.); avansul la care se obţine puterea maximă şi simultan consumul minim de combustibil se numeşte avans optim. La ridicarea caracteristicii se foloseşte ruptor-distribuitorul care aparţine motorului respectiv. Pentru stabilirea unghiului de avans este necesar să se decupleze regulatorul automat (centrifugal sau cu depresiune). De asemenea se construieşte un dispozitiv de adaptare a prinderii delcoului pe stand astfel încât să se poată obţine prin rotire unghiuri cuprinse între 50-70 °RAC înainte de punctul mort superior, pâna la 10-15 °RAC după p.m.s.. Rotirea ruptor- distribuitorului trebuie să se facă uşor şi cu precizie ridicată, astfel încât să se asigure o variaţie lină a unghiului de avans între limitele amintite mai sus.

Fig.4.41.Modificarea avansukui cu turaţia

Fig. 4.42. Domeniul de variaţie a avansului la MAS


228

Variaţia unghiului de avans se determină cu ajutorul lămpii stroboscopice, cuplate în circuitul de aprindere, care indică, prin semnal luminos pe un disc gradat, valoarea unghiului respectiv, în raport cu reperul care indică poziţia pistonului la p.m.s.. Benzina folosită în cadrul încercărilor la stand va fi cea pentru care arderea detonantă apare abia după atingerea puterii maxime. Ridicarea caracteristicii de avans la producerea scânteii electrice se face pe motorul încălzit la temperatura nominală ; se modifică unghiul de avans şi se alege cu aproximaţie unghiul cel mai convenabil care asigură puterea maximă, aprecierea făcându-se după indicaţiile frânei şi turometrului ce echipează standul. Primul punct al caracteristicii marchează acest regim de funcţionare stabilizată a motorului; urmează micşorarea unghiului de avans la valorile mici (cu întârziere), la care sarcina indicată de frână se micşorează cu 10-15 %. Acest regim este reprezentat de punctul din extremitatea stângă a diagramei. (fig.4.42,b) Se măreşte în continuare unghiul de avans din 5 în 5 °RAC, depăşind valoarea maximă a puterii (reprezentată grafic) până la scăderea acesteia cu 1-2%. Pentru ridicarea unui punct al caracteristicii (după stabilizarea regimului motor) se măsoară următorii parametri: turaţia, momentul motor, regimul termic, consumul de combustibil şi unghiul de avans la producerea scânteii. După încheierea localizării punctelor caracteristicii de avans pentru un anumit regim se reglează motorul pentru regimul următor şi încercările se repetă. Reprezentarea grafică a caracteristicilor de avans funcţie de condiţiile încercărilor, reprezintă etapa în care se pot trage concluziile necesare proiectării dispozitivelor mecanice, pneumo- mecanice sau electronice ce vor genera curbele de avans obţinute la stand. Pentru activitatea practică de cercetare şi implementare a unei Aprinderi electronice integrale, în studiile experimentale efectuate s-au folosit ca punct de plecare curbele date de uzinele producătoare de echipament electri auto pentru ruptor-distribuitorul mecanic de serie. Pentru obţinerea acestora pe stand au fost utilizate în mod deosebit caracteristica de avans la producerea scânteii ridicată după variaţia puterii la diferite turaţii, menţinând aceeaşi deschidere a obturatorului (fig.4.42b) şi caracteristica de avans la producerea scânteii ridicată după variaţia consumului de combustibil (la diferite deschideri ale obturatorului şi turaţii constantă). (fig.4.43) Caracteristica de detonaţie Dependenţa unghiului de avans la producerea scânteii la care apare arderea detonantă "θθθθ det" (fig.4.41) funcţie de turaţia motorului "n" reprezintă caracteristica de detonaţie. Pentru motorul cu un raport de compresie constructiv dat, funcţionând cu un combustibil de o anumită cifră octanică CO, caracteristica de detonaţie se ridică pentru sarcina totală (obturatorul complet deschis " Φmax") având în vedere că intensitatea detonaţiei este maximă la acest regim.

Fig.4.64. Localizarea avansului optim

Fig. 3


229

Ridicând caracteristica de detonaţie vom obţine limita maximă pentru unghiul de avans cumulat (Avans fix+ centrifugal+ funcţie de sarcină + alte corecţii) şi va fi posibil să plasăm constructiv curbele de generare a avansului cît mai aproape de aceasta. Cazul ideal este atunci când legile dispozitivelor de avans se vor plasa în jurul avansului optim, foarte apropiat de avansul la detonaţie (fig.4.44,a,b).

Legile de avans obţinute cu ajutorul aprinderilor electronice cu control la detonaţie urmăresc îndeaproape legea avansului optim la producerea scânteii (fig.4.41) -"θθθθ opt"- avans optim, -"θθθθ det"- avans apariţie detonaţie, -"θθθθ AEI"- avans generat de dispozitivul electronic. Dacă detonaţia se înregistrează la unghiuri de

avans mult întârziate faţă de cele optime, legile dispozitivelor se situează ca în (fig.4.45,c) şi sunt determinate parţial de caracteristica de detonaţie şi parţial de caracteristica de avans optim. Dar în regimul sarcinilor parţiale unghiul de avans poate fi mărit peste valoarea "θθθθ opt"si "θθθθ det"aplicând aşa numita metodă a supracomprimării motorului. La unghiul de avans generat electronic (cu A.E.I.)

Fig.4.44. Caracteristica de detonaţie

Fig 4.45 Implementarea constructivă a legii de avans


230

condiţiile de apropiere de curba optimă de avans şi de funcţionare la limita unei detonaţii incipiente sunt mult mai uşor de realizat constructiv, o delimitare a avansului la sarcini parţiale de avansul maxim fiind oricând posibilă funcţie de semnalele obţinute de la traductorul de detonaţie.

Tipul bujiei Funcţionarea corectă a bujiei în motorul cu

electroaprindere este condiţionată de temperatura electrodului central şi a izolatorului. Sarcina termică a bujiei înşurubată în camera de ardere a motorului depinde de o serie de factori, ca: temperatura medie a ciclului, locul de aşezare a bujiei în raport cu supapele şi canalele de baleiaj ale motorului, unghiul corespunzător deschiderii supapelor la sfârşitul evacuării gazelor, începerea admisiei etc. Din aceste motive este necesară fabricarea bujiilor de diferite tipuri care să prezinte caracteristici termice variate. În cazul motoarelor la care răcirea se face şi cu apă cantitatea de căldură radiată de bujie direct aerului de răcire din jurul motorului este în jur de 18-20%, iar restul de 55-57% trece în apa de răcire prin chiulasa motorului. La motoare răcite cu aer datorită efectului mărit de răcire cauzat de curentul de aer, o cantitate mai mare de căldură este eliminată direct prin aerul de răcire.

Produsele de ardere rezultate din combustibilul introdus în motor nu sunt complet eliminate în faza de evacuare. Reziduurile (calamina) se depun parţial pe pereţii camerei de ardere, pe fundul pistonului şi al supapelor. Particulele de ulei ajunse în camera de ardere se depun de asemenea pe aceste suprafeţe. Piciorul izolatorului aflat în camera de ardere este deci expus acestor depuneri care, datorită posibilităţilor electrice formează punţi conductoare de electricitate (curenţi de scurgere), scăzând rezistenţa electrică a izolatorului şi ducând până la urmă la scurtcircuitarea completă a bujiei (fig.4.46). Eliminarea acestor neajunsuri se face prin menţinerea piciorului izolatorului la o temperatură suficient de mare, la care calamina depusă în aceste regiuni încălzite se arde, evitând pericolul scurtcircuitării. Valoarea minimă a acestei temperaturi, la care are loc arderea depunerilor este de circa 400-500° C şi se numeşte temperatură de autocurăţire. Temperatura maximă a acestei regiuni încălzite deci şi a electrodului central curat, nu trebuie să depăşească 800-900 °C, deoarece peste această valoare se produce aprinderea amestecului comprimat în camera de ardere prin incandescenţă. Necesitatea de a menţine piciorul izolatorului între limitele de temperatură 500-820 °C impune ca la motoare diferite să corespundă tipuri diferite de bujii adaptate temperaturilor medii pe ciclu, tipului de cameră de ardere etc. După caracteristicile termice, bujiile se clasifică după lungimea piciorului izolatorului şi tipul filetului (ex. M18=filet metric de 18mm) sau după valoarea

Fig.4.46. Scurtcircuitarea bujiei datorită

depunerii calaminei pe corpul izolatorului


231

termică, clasificare care are la baza noţiunea de valoare de aprindere prin incandescenţă. Valoarea termică a bujiei reprezintă timpul în sutimi de minut (sau uneori în secunde) din momentul pornirii unui motor de încercare special, până la producerea aprinderii secundare datorate electrodului central al bujiei ce a ajuns la incandescenţă.

Valoarea termică mică a bujiei înseamnă timp de încălzire redus a acesteia. La astfel de bujii suprafaţa de contact a izolatorului cu gazele din cilindru este mare, iar fluxul termic parcurge un drum lung până la corpul bujiei. Temperatura medie relativ redusă a gazelor ciclului motor poate aduce piciorul izolatorului până la temperatura de autocurăţire, tocmai datorită felului construcţiei acestor tipuri de bujii: o suprafaţă mare de contact cu gazele din cilindru şi un drum lung străbătut de fluxul termic. În acest caz cantitatea de căldură preluată şi diferenţele de temperatură dintre sursa rece şi cea caldă sunt mari. Valoare termică mare înseamnă timp de încălzire îndelungat; aceasta se datoreşte nu numai masei mărite a corpului izolatorului ci şi unei suprafeţe de contact reduse între piciorul izolatorului şi gazele calde din cilindru şi totodată un drum scurt oferit fluxului termic. La aceste bujii, pe de o parte, prin faptul că au o suprafaţă mai mică de contact cu gazele din cilindru (deci preiau o cantitate de căldură relativ mai mică decât o bujie rece) iar pe de altă parte, datorită traseului scurt oferit fluxului termic, diferenţa de temperatură dintre cele două surse devine mai mică; în acest caz bujia suportă fară pericolul supraîncălzirii (fără trecerea peste limita superioară de 820 °C), temperaturi medii mai ridicate ale ciclului motor.

Temperatura maximă care poate fi atinsă de bujii având valori termice diferite, lucrând în aceleaşi condiţii de funcţionare este mai mare la bujiile cu valoare termică mică şi mai mică la bujiile cu valoare termică mare.(fig.4.48) Bujiile cu valoare termică mică se mai numesc şi bujii calde (deoarece se încălzesc mai uşor şi ating temperatura de autocurăţire în cazul funcţionării motorului la sarcini termice reduse) iar cele cu valoare termică mare, bujii reci (ele păstrându-şi temperatura mai redusă a ciclului la aceeaşi sarcină termică la care o bujie caldă lucrează chiar cu aprinderi prin incandescenţă). Noţiunea de bujie caldă sau rece este relativă, ea fiind caracteristică unui anumit motor. Valoarea termică reprezintă de fapt o cifră de comparaţie care arată felul de comportare al bujiei faţă de solicitarea termică la care este supusă în motor.

Fig.4.47.Aspectul bujiilor defectate din cauza compoziţiei

chimice a combustibilului

Fig.4.48.Temperatura maximă care poate fi

atinsă de bujii având valori termice diferite, lucrând în aceleaşi condiţii de funcţionare


232

Avantajul acestei clasificări a bujiei constă în faptul că ea este universală, notându-se în acelaşi mod bujiile de aceeaşi valoare termică produse de diverse fabrici, indiferent de conductivitatea termică a materialului izolatorului

În cazul sistemului de notare prin indicarea lungimii piciorului izolatorului, în afară de tipul bujiei indicat în cartea tehnică a motorului, tipul de bujie necesar fabricat de altă uzină se poate stabili numai cu ajutorul tabelelor comparative, întocmite pe baza modului de comportare a bujiilor în cauză, din punct de vedere termic. Dacă se asimilează izolatorul bujiei şi electrodul său central cu o bară de secţiune “a” şi de lungime echivalentă “l” conductivitate termică µt şi suprafaţă Ab (prin care se face transferul de căldură din camera de ardere spre exterior) atunci putem defini constanţa bujiei Kb ca fiind:

Kb= t

b

aAlµ⋅

⋅ (4.28)

Dacă bujia este prea rece (nu se atinge temperatura de autocurăţire de 500-800 0C la ciocul izolatorului) se măreşte Kb ridicând valorile lui l sau A b

Dacă definim factorul caracteristic al unui motor prin produsul Km= Dnp ae ⋅⋅ (4.29)

unde pe= 2573000

DSnP

a ⋅⋅⋅

(4.30) - presiunea efectivă

P- puterea efectivă în [CP] na- număr curse active –1/4 la MAI in 4T

--1/2 la MAI in 2T Sp- cursa pistonului

D- diametrul pistonului în [cm]

Se constată că produsul bm KK ⋅ este proporţional cu domeniul de temperaturi al ciocului izolatorului bujiei,

tKKK bm ∆⋅=⋅ (4.31) adică, pentru un motor având caracteristica Km mai mare pentru a menţine valoarea ∆t între limitele dorite, trebuie ca valoarea Kb să fie mai mică, ceea ce înseamnă că este necesară o bujie mai rece (∆t fiind diferenţa de temperatură dintre ciocul izolatorului şi porţiunea de etanşare-sursa rece) Caracteristica motorului Km se mai poate exprima şi sub forma:

DSP

DSnPD

nDnpK

a

aaem

⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅=

⋅⋅= 573573000

100010001000 2 (4.32)

Pe baza studiilor efectuate la Cluj de B. Popa se recomandă utilizarea tabelelor 4.4, 4.5, 4.6 pentru alegerea valorii termice a bujiei, în funcţie de tipul de motor pentru care se calculează parametrul Km. În tabelul 4.4 se dă valoarea termică a bujiei pe baza valorii raportului Km/1000 pentru motoarele în patru timpi; în tabelul


233

4.5, pentru motoarele în doi timpi cu cilindreea Vc<100 cm3, iar în tabelul 4.6 pentru motoarele în doi timpi cu cilindreea V>100 cm3.

Tab.4.4 Valoarea termică a bujiilor la MAI4T Km /1000 < 60 60-

80 80-135

135-170

170 <

Valoarea termică

125 145 175 225 240

Tab. 4.5 Valoarea termică a bujiilor la MAI2T ( Vc <100 cm3)

Km /1000 < 40 40-60

60-75 75-95 95 <

Valoarea termică

145 175 195 225 240

Tab. 4.6 Valoarea termică a bujiilor la MAI2T ( Vc >100 cm3)

Km /1000 < 50 50-75

75-125

125-170

170 <

Valoarea termică

125 145 175 225 240

În cazul limitelor se va lua bujia mai caldă, adică bujia cu valoarea termică

mai redusă. Bujiile alese pe baza acestor tabele, la motoarele noi proiectate, se verifică pe bancul de probă, în vederea constatării comportării în diverse regimuri de funcţionare.


Care sunt caracteristicile principale ce diferenţiază arderea normală de arderea anormală? Ce unghi de avans maxim estimaţi pentru un motor de formula 1 ? Cum veţi alege bujiile şi cum veţi prepara MAS-ul în caz că veţi participa la raliul Paris-Dakar cu un automobil echipat cu un motor cu răcire cu aer ?


234

II.ARDEREA ÎN MOTORUL CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE 4.4. Particularităţile arderii la MAC La motorul cu ardere prin comprimare (MAC) apar particularităţi şi deosebiri esenţiale faţă de motorul cu aprindere prin scânteie (MAS) datorate modului de formare a amestecului, aprinderii şi arderii amestecului carburant. La MAC în scopul formării amestecului, combustibilul este introdus în cilindru, printr-o operaţie numită injecţie, către sfârşitul procesului de comprimare. În condiţiile de presiune si temperatură aflate în cilindru, combustibilul se aprinde şi începe să ardă, chiar înainte de sfârşitul injecţiei. Pentru a putea ajunge cât mai repede la aprindere, combustibilul injectat trebuie pulverizat fin, scurtându-se astfel timpul necesar parcurgerii transformărilor fizice, de încălzire şi vaporizare. Tot pulverizarea fină contribuie şi la creşterea gradului de uniformitate a amestecului care se realizează în cilindru. În motoarele Diesel, injecţia combustibilului în aerul înfierbântat prin compresie începe înainte de p.m.s. cu un avans de 6-25°RAC şi se termină după ce pistonul a părăsit p.m.s., adică după ce arborele cotit a efectuat un unghi de circa 20°RAC după p.m.s..

a.) Deci, principala particularitate a funcţionării motoarelor MAC o constituie formarea amestecului, aprinderea şi arderea, desfăşurate toate în interiorul cilindrului motorului, în care combustibilul este injectat în avans (înainte de p.m.i.), la presiuni foarte înalte 22 /10)1000150( mKN⋅÷ , atunci când, la sfârşitul comprimării, se realizează condiţiile necesare autoaprinderii amestecului carburant şi anume: presiuni în gama 22 m/KN10)8030( ⋅÷ şi temperaturi în gama K850750 ÷ .

Fig.4.49. Diagrama indicată a unui MAC şi variaţia temperaturii aerului din cilindru şi

temperaturii de autoaprindere a combustibilului T aa.

ARDEREA LA M.A.C.

235

Pentru a facilita autoaprinderea combustibilului injectat temperatura aerului din cilindru cinjT în momentul injecţiei trebuie să fie mai mare cu cel puţin 40°C decât temperatura de autoaprindere a combustibilului (fig.4.49.).

b.) O altă particularitate ce caracterizează MAC-ul este legată de neomogenitatea şi eterogenitatea amestecului cu următoarele consecinţe:

1) aprinderea amestecului are loc pentru orice valoare a coeficientului excesului de aer (la plină sarcină λ=1,2÷1,4 , la mers în gol λ=6÷8 ), din care cauză fenomenul are o mare stabilitate şi

2) amestecarea incompletă a aerului cu combustibil; c.) La MAC durata formării amestecului este de (5 -8) ori mai redusă

decât la MAS; la MAC este de 40÷80°RAC, iar la MAS de 360°RAC (durata curselor de admisiune şi comprimare).

d.) Deoarece injecţia continuă simultan cu desfăşurarea arderii în prima parte a procesului, apariţia nucleului de flacără se produce înainte ca formarea amestecului să se termine (formarea amestecului se suprapune parţial cu procesul de ardere), această caracteristică a arderii în MAC are consecinţe fundamentale asupra randamentului şi solicitărilor mecanice, asupra vibraţiilor şi zgomotului, duratei de exploatare sau fiabilităţii motorului.

e.) Durata redusă a formării amestecului, amestecul neomogen şi suprapunerea parţială dintre procesul de formare a amestecului şi ardere impune necesitatea unor valori supraunitare ale coeficientului excesului de aer λ; (MAC-ul nu poate funcţiona cu amestecuri bogate (referirea

Fig. 4.50. Variaţia diametrului şi vitezei picăturii

din jet cu presiunea de injecţie

Fig. 4.51. Reprezentarea jetului liber complet dezvoltat


236

se face la valoarea globală a lui λ, deoarece in camera de ardere acesta variază între 0 şi ∞)).

f.) Pentru a realiza o ardere corectă a combustibilului se măreşte cantitatea globală de aer (faţă de necesarul teoretic cerut de cantitatea de combustibil), ajungându-se la un coeficient de dozaj global, cuprins între limitele λ=1,3…2,2 (deoarece arderea diferitelor tranşe de combustibil se face în condiţii diferite de puritate a încărcăturii; se ia în consideraţie faptul că tranşele de combustibil introduse în cilindru către sfârşitul injecţiei, întâlnesc un mediu puternic impurificat prin arderea primelor tranşe de combustibil injectat).

4.5. Analiza procesului de ardere la MAC Investigaţia procesului de ardere

Începând cu momentul injecţiei, procesul de ardere poate fi divizat, aşa cum reiese din diagrama indicată, în următoarele faze, conform figurii 4.101., prin care s-a prezentat caracterizarea arderii în motorul cu aprindere prin comprimare: a-diagrama indicată; b-diagrama desfăşurată p=p(α); c-variaţia înălţimii de ridicare a acului injectorului cu unghiul de manivelă ( )α= aa hh ; d-legea de injecţie (qi) şi legea de ardere (qa); e-caracteristica de degajare a căldurii: • perioada de întârziere la declanşarea arderii rapide, de durată unghiulară ∆αa

(figura 4.101.,b, corelată cu diagrama indicată din figura 4.101.,a); se înregistrează o creştere frânată a presiunii în ciclul cu injecţie 1, faţă de cel fără injecţie 2; punctul i marchează începutul injecţiei, iar d desprinderea celor două curbe;

• perioada arderii rapide, de durată ∆αr, caracterizată prin viteză mare de creştere a presiunii în cilindru;

• perioada arderii moderate, de durată ∆αm; cuprinde o fază 1mα∆ de ardere la

presiune cvasiconstantă şi o alta, 2mα∆ , de ardere cvasiizotermă; perioada

începe în punctul z de presiune maximă şi se continuă până în t, această ultimă stare fiind mai greu de precizat, ea corespunzând sfârşitului arderii prelungite în destindere.

Faza de întârziere la autoaprindere aα .

Perioada aα începe în momentul debutului injecţiei (i) şi ţine până în (d) la desprinderea curbei arderii normale de curba ciclului fără ardere. Cu toate că, aparent, variaţia presiunii nu este profund afectată de prezenţa combustibilului injectat, în prima perioadă se produce un ansamblu de fenomene descrise anterior (dezintegrarea jetului de combustibil în picături, vaporizarea şi amestecarea acestora cu aerul), care se realizează într-o perioadă fizică de întârziere la declanşarea arderii rapide, peste care se suprapune o perioadă chimică de pregătire a autoaprinderii, care are un caracter polistadial specific

ARDEREA LA M.A.C.

237

temperaturilor joase (al cărei mecanism a fost prezentat în paragraful anterior); cele două perioade se suprapun.

Deşi condiţiile în motorul cu aprindere prin comprimare sunt eterogene, perioada de întârziere la autoaprindere nu este variabilă sau nedeterminată, deoarece combustibilul de la periferia jetului ajunge, de obicei, mai repede la autoaprindere, iar aprinderea se produce în zona de amestec cu dozaj cât mai apropiat de cel stoechiometric. Relaţiile de calcul pentru perioada de întârziere la autoaprindere, sunt, în general, bazate pe ecuaţia lui Arrhenius pentru constanta vitezei de reacţie, având forma:

,injTE

minjaa epa ℜ−=τ∆ (4.33)

în care a şi m sunt coeficienţi experimentali, dependenţi de natura combustibilului, îndeosebi de cifra cetanică, E [J/kmol ] energia de activare, ℜ [J/kmol K] constanta generală a gazelor, pinj [105N/m2], Tinj [K] parametrii fluidului motor în momentul începerii injecţiei, daţi de relaţiile:

( ) ( ) ( )��

��

� β−λ+β−ε

−ε+

ε=

��

�

�

�=

��

�

�

�=

−

2cos14

cos121

;;1

aainj

n

inj

aainj

n

inj

aainj

VVV

VV

TTVV

ppcc

(4.34)

cu pa [105N/m2], Ta [K], Va [m3] parametrii fluidului la sfârşitul admisiei, ε raportul de comprimare, β avansul la injecţie, cu valorile în gama 4÷30°RAC pentru motoarele navale şi 6÷50°RAC pentru cele de tracţiune, iar nc exponentul politropic mediu al procesului de comprimare, iar λb=R/L coeficientul de alungire al bielei, R fiind raza de manivelă. şi L lungimea bielei.

Relaţia (4.33) relevă importanţa temperaturii în cilindru şi, prin E, a calităţii combustibilului.

În perioada de întârziere la autoaprindere, o cantitate considerabilă de combustibil pătrunde în camera de ardere şi, parţial, se încălzeşte, se vaporizează şi se amestecă cu aerul, fiind pregătit să se aprindă. Procesul care are loc în această fază poate fi, generic, denumit ca pregătire a amestecului carburant. Apariţia unui nucleu de flacără este succedată, foarte rapid, de apariţia unor noi nuclee, în număr tot mai mare, în zonele de amestec în care reacţiile pregătitoare iau sfârşit.


238

2. Fazele de ardere la MAC Fig. 4.52. Arderea la MAC

1. Foto înregistrarea camerei de ardere

ARDEREA LA M.A.C.

239

Faza arderii rapide

Este delimitată de punctul "d" la stânga pe curba p(α) şi până la momentul în care presiunea încetează să mai crească "y" (sau până la maximul vitezei de degajare a căldurii dQ/dα ). Elementul caracteristic al celei de-a doua perioade îl constituie dezvoltarea rapidă a arderii în amestecuri preformate (amestecuri cvasiomogene cu dozaje diferite), în care se dezvoltă reacţii chimice prealabile de oxidare, de tipul flăcărilor reci şi albastre. Perioada aceasta este deci a arderii în amestecuri preformate, cu radiaţie termică şi emisii poluante reduse. Pe măsură ce amestecul pregătit în perioada de întârziere se consumă prin ardere, rata de consum de combustibil atinge o valoare ce se menţine prin rata de pregătire a unor noi cantităţi de amestec. Principalul factor ce guvernează procesul, este găsirea cantităţii adecvate de oxigen de către combustibil, ce poate fi în continuare injectat în amestecul ce arde (a se vedea figura 4.52.,c, ce redă înălţimea ha de ridicare a acului injectorului în funcţie de unghiul de manivelă, ca şi figura 4.52.,e, ce redă variaţia cantităţii de combustibil injectat, numită lege de injecţie), astfel încât, în această fază, arderea este controlată de către procesul de injecţie, ca şi de către procesele de amestecare şi difuzie.

Viteza de creştere a presiunii αd

dpp =•

, la motoarele cu aprindere prin

comprimare are valori mult mai mari decât la MAS, atingând valori medii )62(p ÷=

•

RACbar � ; valorile ridicate a lui •

p conduc la o funcţionare violentă a MAC-ului faţă de funcţionarea liniştită a MAS-ului, ceea ce constituie unul din principalele dezavantaje, mai ales pentru motoarele de autovehicule. Funcţionarea violentă, însoţită de zgomote şi trepidaţii se numeşte detonaţie diesel. Prin cinematografiere rapidă s-a stabilit că în cazul detonaţiei diesel, nucleul de flacără se dezvoltă rapid şi cuprinde într-un interval de (2÷4)°RAC întregul amestec din cilindru. Această ardere cu detonaţie apare mai ales când datorită calităţilor combustibilului creşte mult perioada αa, astfel că se acumulează o cantitate mare de amestec preformat în camera de ardere, care apoi prin aprindere spontană determină creşteri bruşte de presiune. Detonaţia diesel se aseamănă cu detonaţia din MAS, parţial prin manifestările exterioare (zgomote şi trepidaţii) şi parţial prin cauzele care o determină (accelerarea chimică a flăcărilor în amestecul din zona finală la MAS, respectiv în amestecurile preformate la MAC). Spre deosebire de MAS, unde detonaţia poate apare ulterior unei arderi normale, la MAC arderea cu detonaţie debutează dintr-o dată (ca urmare a acumulării unei cantităţi mari de amestec omogenizat şi unei accelerări chimice deosebit de puternice). Detonaţia diesel apare la turaţii mari, rapoarte de comprimare mici, temperaturi ale mediului ambiant reduse şi coeficient al gazelor reziduale ridicat. Metodele de diminuare a frecvenţei de apariţie a fenomenului menţionat constau în reducerea duratei de întârziere la autoaprindere şi a ratei injecţiei în această perioadă, paralel cu utilizarea combustibililor cu cifra cetanică ridicată şi a unui raport de comprimare superior, ultima măsură vizând însă faza de proiectare; soluţia utilizării injecţiei pilot, soluţie tot de concepţie, se bucură de efecte benefice în acest sens. Teoretic se consideră că la sfârşitul fazei a doua este antrenată în


240

procesul arderii întreaga cantitate de combustibil introdusă în cilindru până la sfârşitul acestei perioade. Factorii care influenţează desfăşurarea procesului arderii în faza a II-a sunt următorii: a) durata primei faze, b) tipul şi forma camerei de ardere, c) viteza de alimentare cu combustibil în faza a II-a şi d) turbulenţa amestecului.

Faza arderii moderate Faza a III-a, denumită şi "perioada arderii treptate" începe în punctul y, când flacăra s-a răspândit în întreg volumul camerei de ardere şi se termină în punctul z când presiunea începe să scadă şi temperatura gazelor atinge valoarea maximă. În diagrama teoretică ea corespunde arderii la presiune constantă. În cursul acestei perioade, sub influenţa presiunilor şi temperaturilor ridicate, combustibilul arde treptat, pe măsură ce iese pulverizat din injector (de obicei injecţia se încheie la sfârşitul arderii rapide); practic, arderea combustibilului în această perioadă are loc fără întârziere la autoaprindere. Motivul pentru care curba presiunii creşte mai lent în această perioadă se datoreşte faptului că viteza de deplasare a pistonului este mai mare, iar cantităţile de căldură degajate în unitatea de timp sunt mai mici. Pentru a avea posibilitatea să ardă, combustibilul lichid aflat în zona centrală a jetului trebuie să se vaporizeze şi vaporii formaţi să difuzeze în masa de aer; desfăşurarea arderii moderate este astfel determinată de un mecanism difuziv de ardere. Elementul hotărâtor în această fază îl constituie amestecarea combustibilului cu aerul; procesul de amestecare se desfăşoară atât la scară microscopică la nivelul picăturii de combustibil, cât şi la scară macroscopică privind camera de ardere în ansamblu. Procesul de amestecare este sensibil influenţat de gazele de ardere, rezultate din arderea în faza precedentă; amestecarea şi formarea amestecului în această fază se desfăşoară simultan cu reacţia de ardere. Apariţia norilor de funingine, dovedită prin filmare tehnicoloră a interiorului camerei de ardere, arată că în anumite zone ale camerei, din cauza lipsei locale de oxigen sau din cauza amestecării insuficiente a combustibilului cu acesta, arderea este incompletă cu formarea de substanţe carbonoase. Arderea incompletă în MAC este determinată nu de lipsa de aer, deoarece coeficientul excesului de aer este λ>1; arderea incompletă este determinată de utilizarea incompletă a aerului existent în cameră. Acest proces cuprinde numai o parte din masa combustibilului şi mai ales ultima fracţiune din doza de combustibil, injectată în cilindru, care este constituită din picături mari şi care găseşte cel mai greu oxigenul necesar arderii datorită prezenţei gazelor arse; arderea cu fum apare astfel la MAC ca inevitabilă.

Factorii de influenţă a arderii în această fază sunt:

Fig. 4.53. Detonaţia diesel

ARDEREA LA M.A.C.

241

a. Viteza mişcării relative dintre particulele de combustibil şi aer ce omogenizează amestecul (fiecare picătură de combustibil trebuie să se deplaseze în camera de ardere în zone în care există oxigen neutilizat). Mijloacele constructive utilizate de proiectanţi pentru îndeplinirea acestui deziderat sunt: • utilizarea unor presiuni mari de injecţie, datorită cărora picăturile de

combustibil capătă o viteză iniţială ridicată; • injecţia combustibilului perpendicular pe traiectoria curentului de aer ce se

mişcă în cameră; • utilizarea camerei de precombustie (separate), al cărei avantaj constă în faptul

că viteza de pulverizare a combustibilului nu depinde de turaţia motorului; • utilizarea camerelor de turbulenţă.

b.Caracteristicile instalaţiei de alimentare combustibil. Acestea determină cantitatea de combustibil debitată de pompă în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit.

c. Mărimea coeficientului de exces al aerului.

Arderea în destindere (postarderea) Spre final, după ce injecţia de combustibil s-a încheiat, arderea continuă din ce în ce mai slab, oxigenul consumându-se complet. Cea de-a patra perioadă, ca şi cea anterioară, este caracterizată prin ardere difuzivă, producere de particule de carbon (funingine) şi intensificare a transferului radiant de căldură. De fapt resturile de combustibil ce n-au ars la timpul lor continuă să ardă în procesul detentei şi uneori chiar în procesul evacuării. Întrucât procesul arderii în această fază decurge sub volume crescătoare şi temperaturi descrescătoare, cantitatea de căldură care se degajă este utilizată neeconomic; de aceea durata acestei faze trebuie cât mai mult micşorată. Durata fazei a IV-a este influenţată de mărimea coeficientului de exces al aerului şi de durata alimentării cu combustibil din faza a III-a.

Cazuri particulare ale diagramei 4.50.,b sunt redate în figura 4.52., în funcţie de ∆αa, specifice motoarelor lente (fig. 4.52.,a, cu β redus şi ∆αa<<∆αi, ultima mărime fiind durata injecţiei de combustibil) şi, respectiv, celor rapide (fig. 4.52.,b, cu β foarte mare şi ∆αa≈∆αi).


242

4.6. Influenţa diverşilor factori asupra procesului de ardere în motoarele cu aprindere prin comprimare (MAC)

Cunoaşterea metodelor de control a arderii în motoarele cu ardere internă în scopul obţinerii performanţelor scontate este facilitată prin studiul influenţelor diverşilor factori (de stare, funcţionali şi constructivi) asupra procesului. În cele ce urmează vom face o trecere în revistă succintă a acestora, insistând asupra particularităţilor specifice motoarelor navale

Influenţa factorilor de stare

Temperatura şi presiunea. Modificarea regimului de presiuni şi temperaturi se poate realiza prin: procesul de supraalimentare, variaţia raportului de comprimare, a gradului de încălzire a aerului, prin modificarea începutului injecţiei. Conform celor prezentate, între aaτ∆ şi durata unghiulară la întârzierea declanşării arderii rapide există relaţia ∆α ∆τd aan= 6 , [oRAC], unde s-a considerat ∆τ ∆τd aa= , cu n [rot/min] turaţia motorului; aceste mărimi se reduc la creşterea nivelului de temperaturi şi presiuni. Prin reducerea lui ∆α d se realizează o micşorare a vitezei de

Fig. 4.54. Procesul de ardere la MAC

Fig. 4.55. întârzierea la autoaprindere, în funcţie de temperatura ambiantă şi a motorului şi de

viteza de antrenare a unui motor diesel cu injecţie directă (temperatura limită de pornire

este –20°C, la turaţia de antrenare de 85 rpm şi întârzierea maximă la autoaprindere de

20°RAC).

ARDEREA LA M.A.C.

243

creştere a presiunii, deci o funcţionare mai liniştită a motorului. Presiunea iniţială p0 influenţează presiunea din cilindru din momentul începutului injecţiei şi, prin aceasta, durata întârzierii la autoaprindere în sensul că, dacă presiunea iniţială creşte, durata întârzierii la autoaprindere, αa, se micşorează. Temperatura iniţială T0 influenţează durata întârzierii la autoaprindere în mod similar cu presiunea iniţială. Atunci când temperatura iniţială creşte, creşte şi temperatura gazelor din cilindru la începutul injecţiei. Condiţiile de mediu devin astfel mai favorabile transformărilor fizice şi chimice proprii perioadei de întârziere la autoaprindere şi, ca urmare, durata acesteia se micşorează. Influenţa temperaturii ambiante asupra întârzierii la autoaprindere este esenţială pentru posibilitate pornirii motorului la temperaturi scăzute. Creşterea temperaturii în cursa de comprimare depinde de turaţia de antrenare a motorului la pornire, de temperatura iniţială şi tipul camerei de ardere. Întrucât întârzierea la aprindere nu trebuie să depăşească o anumită valoare maximă, pentru ca aprinderea să se producă şi pornirea să fie posibilă rezultă, în funcţie de temperatura ambiantă, o turaţie minimă de antrenare a motorului care asigură pornirea. Viteza de antrenare a motorului la pornire este la rândul său o funcţie de temperatură, precum şi de puterea electromotorului (fig. 4.55.). Întârzierea la declanşarea arderii se măreşte dacă se reduce temperatura aerului admis în motor şi temperatura motorului, însă influenţa cea mai importantă o are reducerea implicită a turaţiei de antrenare a motorului, care determină scăderea exponentului politropic al comprimării. În consecinţă, pentru un anumit motor se stabileşte o temperatură limită ambiantă şi a motorului, la care pornirea este posibilă; în figura 4.55., temperatura limită este –20°C la turaţia de antrenare de 85 rpm, cu o întârziere maximă posibilă de 20°RAC.

Presiunea şi temperatura din perioada când are loc procesul aprinderii se află sub influenţa avansului la injecţie. Dacă injecţia începe mai devreme, temperatura şi presiunea iniţială sunt mai joase, însă perioada în care acestea se menţin la nivel ridicat va fi mai lungă. În situaţia inversă, cu o injecţie care începe mai târziu, valorile temperaturii şi presiunii sunt iniţial mai ridicate, dar există tendinţa să se menţină un timp mai scurt la un nivel ridicat. Între aceste două situaţii există avansul la injecţie cel mai favorabil pentru procesele autoaprinderii, la care întârzierea τaa este minimă. Mişcarea organizată a aerului. Organizarea unei astfel de mişcări reduce componenta fizică a perioadei de inducţie, asigurând însă controlul arderii moderate. Pe de altă parte, identificarea mişcărilor organizate ale fluidului poate avea consecinţe negative asupra ∆τ aa (creşterea sa), prin intensificarea transferului de căldură către pereţii cilindrului, deci scăderea temperaturii amestecului la începutul comprimării. De aceea, se recomandă corelarea acestei influenţe cu studierea camerei de ardere. Umiditatea. Este un factor care înrăutăţeşte arderea, prin scăderea temperaturii fluidului motor, deci prin creşterea lui ∆τ aa . Turbulenţa. Intensificarea turbulenţei conduce la formarea rapidă a amestecului, deci reducerea componentei fizice a perioadei fizice de inducţie, dar împiedică desfăşurarea stadiilor succesive ale autoaprinderii, neformându-se


244

dozajele necesare elementelor reactive. Pe ansamblu aaτ∆ creşte cu creşterea exagerată a turbulenţei. Calitatea amestecului. S-a subliniat, iniţial, dificultatea cu care se realizează amestecul aer-combustibil în motoarele cu aprindere prin comprimare, de unde necesitatea utilizării amestecurilor sărace. Figura 4.107,a indică faptul că reglajul motorului nu se poate face după dozajul economic real la

recλ , valoarea

acestuia asigurând o presiune medie indicată pi redusă, ci după dozajul economic practic la

recλ , suficient distanţat de 1=λ pentru a asigura creşterea

randamentului cu menţinerea puterii în limite acceptabile. Dozajul de putere este la 1>pλ , dar arderea se realizează în acest caz cu solicitări termomecanice mari, de unde necesitatea situării coeficientului de dozaj între valori ale lui

peclf λλλ << , unde lfλ , la limita de fum, este determinat experimental.

La micşorarea lui λ, deoarece se măreşte temperatura gazelor, sunt favorizate emisiile de NOx (fig. 4.57.,a). Maximul se obţine la valori mai mari ale lui λ decât la MAS. Nivelul valorilor de NOx, depinde şi de tipul camerei de ardere. Se observă că la injecţia directă se înregistrează cantităţi mai mari de NOx în comparaţie cu motorul cu antecameră. Spre deosebire de MAS unde există posibilitatea de a reduce ulterior NOx cu ajutorul CO sau CmHn, după reacţia NO+CO=N2/2+CO2 în prezenţa unui catalizator, la MAC aceasta nu este posibil

Fig. 4.56. Influenţa factorilor asupra arderii la MAC.

ARDEREA LA M.A.C.

245

întrucât se reduce mai întâi elementul nears.

Oxidul de carbon, CO, se formează datorită repartiţiei neuniforme a combustibilului şi unei lipse locale de aer. La mersul în gol datorită înrăutăţirii formării amestecului, conţinutul de CO este mare (fig. 4.57.,b). La sarcini parţiale chiar dacă repartiţia de combustibil este neuniformă există posibilităţi pentru o ardere ulterioară. La sarcină plină conţinutul de CO creşte întrucât nu este posibilă o suplimentare ulterioară de oxigen. Emisia de CO se desfăşoară din acest motiv în paralel cu formarea funinginii. Emisiile de hidrocarburi CmHn, fiind favorizate de arderea incompletă, în cazul MAC apariţia lor se datoreşte unei pulverizări insuficiente şi unui amestec imperfect combustibil-aer. Această cauză apare mai ales la mersul în gol (λ mare); cu micşorarea lui λ emisia se micşorează. La sarcină plină (λ foarte mic) există zone locale cu insuficienţă de aer, însă temperaturile ridicate, duc la formarea de funingine. Îmbunătăţirea fineţii pulverizării favorizează încălzirea combustibilului injectat, determină reducerea întârzierii la autoaprindere şi ca urmare conduce la micşorarea duratei arderii în totalitate cu efecte favorabile asupra randamentului şi puterii. Viteza de debitare a combustibilului nu trebuie să fie constantă. Ea trebuie să fie minimă dar suficientă la începutul procesului (pentru a nu se aduna mult combustibil în perioada întârzierii la autoaprindere) şi maximă la sfârşitul procesului (pentru a reduce arderea în destindere). Aceste cerinţe sunt dependente de o serie de caracteristici ale aparaturii de injecţie: dimensiunile şi numărul orificiilor de injecţie, viteza pistonului sertar,

Fig. 4.57. Influenţa dozajului asupra emisiilor de NOx şi CO.

Fig. 4.58. Influenţa impactului jetului

pe un perete la 100 mm de pulverizator, asupra întârzierii la

autoaprindere, în funcţie de presiunea ambiantă şi de temperatura peretelui (experienţe în bombă, temperatura

aerului Ta=440°C. Temperatura peretelui Tw=200…570°C; 1-cu perete,

2-fără perete.


246

profilul camei, legea de injecţie etc. Totodată caracteristicile injecţiei depind de starea aparaturii de injecţie precum şi de reglajul corect al acesteia. În acelaşi timp cu cerinţele faţă de calitatea injecţiei este necesar să se asigure o umplere cât mai uniformă a camerei de ardere cu combustibilul pulverizat. La aceasta, o contribuţie hotărâtoare o exercită turbulenţa aerului care depinde în principal de arhitectura camerei de ardere. Cu creşterea turbulenţei se îmbunătăţeşte contactul particulelor de combustibil cu aerul, se îmbunătăţeşte transferul de căldură de la aer la combustibil, astfel că în ansamblu condiţiile de ardere se îmbunătăţesc cu consecinţe favorabile asupra puterii şi randamentului motorului. Procedeul de formare a amestecului. Impactul jetului pe perete. La motoarele diesel rapide de mic alezaj se realizează întotdeauna, într-o anumită proporţie, impactul jetului pe peretele camerei de ardere. Experienţe speciale efectuate în bomba de ardere, în care s-a prevăzut impactul jetului perpendicular pe un perete cu temperatura controlată, au arătat că întârzierea la autoaprindere nu este influenţată de perete la presiuni ambiante mai mari, tipice pentru motoarele rapide (fig. 4.58). Sub un anumit nivel al presiunii ambiante, se constată că întârzierea la autoaprindere se micşorează în prezenţa impactului pe peretele cald . Efectul impactului pe perete devine probabil deosebit de important la temperaturi şi presiuni joase, la care întârzierea la autoaprindere este mare.

Cantitatea de gaze arse reziduale. Creşterea acesteia conduce la creşterea temperaturii amestecului, cu efect preponderent asupra celui inhibitor cinetic (întreruperea lanţului de reacţii), deci scăderea lui ∆τ aa ; creşterea mai mare a cantităţii gazelor arse reziduale produce însă înrăutăţirea arderii, combustibilul găsindu-şi tot mai greu aerul necesar arderii.

Influenţa factorilor funcţionali (de exploatare)

Sarcina. Creşterea sarcinii, prin coeficientul de sarcină χ, se realizează prin creşterea cantităţii mi de combustibil injectat; coeficientul de dozaj al combustibilului, λ, scade ; de asemenea, scade durata ∆α i a injecţiei, ca şi regimul de temperaturi. Rezultatul este creşterea duratei perioadei de întârziere la declanşarea arderii rapide, αa, ceea ce permite pregătirea fizico-chimică, cvasiuniformă a amestecului (deşi densitatea de combustibil scade), ceea ce duce la mărirea vitezei de creştere a presiunii (fig. 4.56.,b). Totodată, scăderea lui ∆α i conduce la micşorarea duratei totale a arderii ∆α ar , deci aceasta se deplasează în avans faţă de p.m.i., fiind deci necesară o scădere a avansului la injecţie pentru dispunerea simetrică faţă de acest punct mort. Datorită timpului scurt afectat formării amestecului, MAC utilizează cantităţi sporite de aer din care cauză gabaritul şi masa acestor motoare devine mai mare. Ca urmare a creşterii cantităţii de aer disponibil procesul arderii se îmbunătăţeşte în ansamblu. Sărăcirea excesivă a amestecului nu se recomandă deoarece apar fenomene ale arderii incomplete. La aceste dozaje reacţiile de ardere sunt frânate (datorită scăderii concentraţiei combustibilului), gazele de ardere se îmbogăţesc în oxid de carbon şi aldehide, devin rău mirositoare, sunt toxice şi au aspectul unei ceţe

ARDEREA LA M.A.C.

247

albicioase. La amestecuri prea bogate arderea incompletă se manifestă prin apariţia fumului (particule de carbon liber) în gazele de evacuare.

Prezenţa fumului se explică prin timpul redus pentru formarea amestecului din care cauza particulele de combustibil nu dispun de oxigenul necesar arderii. Arderea cu fum atrage după sine scăderea performanţelor, ceea ce constituie un dezavantaj al MAC. Coeficientul minim de exces de aer la care apare arderea cu fum este λ=1,3…1,4 la injecţia directă şi λ=1,2…1,3 la MAC cu camere divizate (mai mic întrucât se îmbunătăţeşte formarea amestecului).

Deoarece la MAC modificarea sarcinii se realizează prin modificarea cantităţii de combustibil injectat, aceasta înseamnă de fapt modificarea lui λ. Cu scăderea sarcinii, deci cu micşorarea cantităţii de combustibil injectat, creşte λ (fig.4.59.). În acest caz durata arderii αa se micşorează (arde o cantitate mai mică de combustibil) ceea ce la un anumit avans la injecţie deplasează procesul în zona dinaintea p.m.s.. De aceea pentru ca arderea să se desfăşoare cu eficienţă maximă, la micşorarea sarcinii avansul la injecţie αi trebuie să se micşoreze. La scăderea sarcinii, deşi randamentul indicat ηi se îmbunătăţeşte ca urmare a îmbunătăţirii arderii, presiunea medie indicată pi şi în consecinţă performanţele motorului se reduc (fig. 4.56.,a) deoarece arde o cantitate mai mică de combustibil şi deci se degajă o cantitate mai mică de căldură. Turaţia. Creşterea turaţiei n a motorului produce reducerea lui τaa, diminuându-se astfel transferul de căldură spre pereţii cilindrului, datorită reducerii procesului. Dar, deşi αa este proporţională cu τaa (αa =6nτaa), scăderea acestuia este prea mică pentru a compensa creşterea lui n, deci, pe ansamblu, αa creşte, ca şi viteza de variaţie a presiunii (figura 4.56.,c). Astfel crescând ∆αa2>∆αa1 când 12 nn > , fig.4.56.,d funcţionarea

motorului devine mai violentă cu creşterea sensibilă a lui max

•p şi arderea se

deplasează în destindere, scade puterea şi economicitatea motorului. Pentru a reduce efectele de mai sus, se măreşte avansul la injecţie odată cu creşterea turaţiei, soluţie restrictivă, deoarece în acest caz începutul injecţiei are loc când presiunea şi temperatura din cilindru

ipβ şi

iTβ , au valori coborâte,

ceea ce determină pe această cale creşterea lui αa. În plus soluţia nu este

Fig. 4.60. Influenţa duratei de alimentare cu combustibil asupra

variaţiei presiunii în cilindrul

Fig. 4.59. Variaţia unor parametrii ai MAC cu modificarea sarcinii.


248

eficientă deoarece αa creşte foarte repede cu turaţia, încât deplasarea arderii în destindere este inevitabilă. La aceasta se mai adaugă efectul turaţiei şi asupra celorlalte faze ale arderii care cresc ( τα n6= ). Prin mărirea turaţiei timpului disponibil formării amestecului se micşorează aşa de mult că durata arderii difuzive devine preponderentă ceea ce compromite definitiv randamentul indicat al motorului. De aceea MAC-urile au în general turaţii maxime de 2200÷3000 rot/min, iar pentru unele modele de motoare mici până la 5000 rot / min; turaţii mai ridicate se obţin la motoarele cu cameră de vârtej, când la formarea amestecului prin creşterea turaţiei se acţionează favorabil atât asupra componenţei chimice, cât şi fizice a lui τaa. Variaţia turaţiei modifică relaţiile temperatură-timp şi presiune-timp, precum şi presiunea de injecţie. Se modifică de asemenea nivelul temperaturii maxime, care creşte odată cu turaţia. După datele cercetărilor experimentale, la dublarea turaţiei între 1000 şi 2000 rpm, întârzierea la autoaprindere τaa scade cu circa 20%, ceea ce echivalează cu o creştere a duratei întârzierii ∆αa, în grade RAC, de circa 67%. Scăderea duratei τaa se poate atribui, în proporţii egale, efectelor creşterii temperaturii aerului comprimat din cilindru şi creşterii presiunii de injecţie.

Condiţiile la admisiune. În legătură cu aceasta, prezintă interes condiţiile la pornirea motorului. Astfel la o temperatură de admisiune este scăzută, (în cazul motorului rece, pierderile de căldură sunt mari din care cauză temperatura la finele comprimării este prea mică pentru a asigura autoaprinderea şi pornirea motorului). De aceea pentru uşurarea pornirii se iau măsuri speciale: utilizarea unei bujii de incandescenţă, utilizarea unui termoinjector, preîncălzirea aerului sau chiar încălzirea întregului motor prin recircularea introducerea apei de răcire la o temperatură ridicată. În ceea ce priveşte presiunea la admisiune, trebuie observat că odată cu creşterea ei, creşte şi presiunea iniţială a arderii, deci întârzierea la autoaprindere se micşorează. Această împrejurare constituie un avantaj în cazul motorului supraalimentat deoarece se poate încetini într-un anumit grad creşterea presiunii maxime. Avansul la injecţie. Existenţa avansului la injecţie este datorată existenţei perioadei de inducţie, faţă de care arderea s-ar deplasa în destindere.

Deci valorile reduse ale avansului deplasează arderea în destindere, viteza de creştere a presiunii ∆p/∆α şi presiunea maximă au valori scăzute, puterea motorului se micşorează şi consumul de combustibil creşte. Pe măsura creşterii avansului, întârzierea la autoaprindere se măreşte (deoarece injecţia se face într-un mediu cu temperatură şi presiune mai scăzută), faza arderii violente se apropie de zona p.m.s., viteza de creştere a presiunii se măreşte şi totodată creşte presiunea maximă pmax. Aceste afirmaţii se pot urmări pe figura 4.56,c şi din datele experimentale arătate în tabelul 4.7. În cazul unui avans la injecţie prea mare, durata întârzierii la autoaprindere se măreşte, se ridică şi viteza de creştere a presiunii, iar presiunea maximă atinge valori ridicate, iar puterea şi economicitatea se micşorează (deoarece arderea se deplasează în destindere).

ARDEREA LA M.A.C.

249

Tab. 4.7. Influenţa unghiului de avans la injecţie asupra economicităţii şi puterii la MAC Unghiul de avans la injecţie , în O RAC

Parametrii

21 23 25 Kg 2,66 2,59 2,54 Consumul de

combustibil

Kg / kwh 0,240 0,232 0,228 medie 8,11 8,11 8,11 Presiunea ciclului

[N/m2]*10-5 maximă 63 68 71

Există un avans optim la injecţie pentru care economicitatea şi puterea au valori maxime (fig.4.56., b). Valoarea avansului optim este cuprinsă între limitele αi=6…25°RAC şi diferă funcţie de tipul motorului şi regimul de funcţionare.

Durata injecţiei. Procesul de desfăşurare a arderii este foarte mult influenţat de durata injecţiei şi care la rândul ei depinde de profilul camei pompei de combustibil, de diametrul pistonului pompei, de lungimea şi diametrul conductei de combustibil precum şi de construcţia injectorului. Pentru diverse durate de injecţii pe ciclu, utilizându-se acelaşi combustibil, se obţin diagrame indicate diferite, aşa cum se arată în fig. 4.60., în care curba 1 reprezintă legea de alimentare cu combustibil pentru cazul unei durate mai mari de injecţie, iar curba 2 reprezintă aceeaşi lege dar pentru o durată mai mică de injecţie; pe diagramele indicate curba 3 corespunde unei durate mai mari de injecţie iar curba 4 corespunde pentru o durată mai mică de injecţie.

Din fig. 4.60. se observă următoarele: - În ambele cazuri, întârzierea la autoaprindere αa este aceeaşi. - Când durata de injecţie este mai mare, în cilindru se injectează în

perioada întârzierii la autoaprindere cantitatea de combustibil ∆g. - Când durata de injecţie este mai mică, în cilindru se injectează cantitatea

de combustibil ∆g’>∆g. De aici rezultă că în cazul duratelor scurte de injecţie, cantitatea de combustibil care arde este mai mare şi deci şi viteza de degajare a căldurii este mai mare; ca urmare se măreşte atât viteza de creştere a presiunii cât şi presiunea maximă a ciclului.

Regimul termic al motorului. Modificarea regimului termic al motorului influenţează gradul de încălzire al aerului, deci a parametrilor începutului injecţiei, cu implicaţiile deja enunţate asupra lui ∆τ aa . Combustibilul utilizat. Atât prin energia de activare (dependentă de compoziţie) cât şi prin unele proprietăţi fizico-chimice combustibilul exercită o influenţă deosebită asupra întârzierii la autoaprindere şi a arderii în general. Pentru o eficienţă maximă a procesului arderii, combustibilul trebuie să posede o mare sensibilitate la autoaprindere, spre deosebire de MAS unde se cerea contrariul. Calităţile de autoaprindere ale combustibilului se apreciază prin cifra cetanică. Se numeşte cifră cetanică (CC) procentul în

Fig. 4.61. Variaţia calităţii de pornire (1), formării de depozite

(2) şi a fumului în gazele de evacuare (3) în funcţie de cifra

cetanică.


250

volume de cetan, într-un amestec etalon, care în condiţii identice de cercetare duce la aceeaşi durată a întârzierii la autoaprindere ca şi combustibilul de încercat. Amestecul etalon este alcătuit din cetan (C16H34), un alcan cu structură liniară căruia i se atribuie CC=100 şi α -metil - neftalenul (C10H7CH3), o hidrocarbură aromatică, căreia i se atribuie CC=0. Cu cât cifra cetanică este mai mare cu atât combustibilul se autoaprinde mai uşor. Cifra cetanică mică, mărind întârzierea la autoaprindere, conduce la funcţionarea dură a motorului, îngreunează pornirea motorului, determină intensificarea formării depozitelor în camera de ardere şi apariţia fumului în gazele de evacuare (fig. 4.61.). Pe de altă parte creşterea exagerată a cifrei cetanice conduce la mărirea consumului specific de combustibil. Combustibilul cu cifră cetanică mare are de asemenea un punct de congelare înalt, deci calităţi reduse de exploatare la temperaturi joase. De aceea din punctul de vedere al unei exploatări raţionale se limitează cifra cetanică la valori cuprinse în limitele CC=40…50. Motorina fiind un amestec de hidrocarburi, calităţile de autoaprindere vor fi determinate de participarea acestora în compoziţie. Astfel alcanii au cifra cetanică mare în timp ce aromaticele au o cifră cetanică redusă. Influenţa compoziţiei chimice asupra cifrei cetanice a combustibilului este arătată în tabelul 4.8. Creşterea numărului de atomi din moleculă conduce aproape în toate cazurile la mărirea cifrei cetanice.

Ramificarea catenei laterale a hidrocarburilor naftenice micşorează cifra cetanică. Creşterea numărului de cicluri aromatice produce scăderea cifrei cetanice. Cifra cetanică, care caracterizează pentru combustibilii diesel uşurinţa autoaprinderii, este invers proporţională cu cifra octanică, CO, care exprimă pentru combustibilii destinaţi motoarelor cu aprindere prin scânteie, rezistenţa la autoaprindere. O relaţie empirică între aceste două caracteristici este CC≈(104-CO)/2,74.

Cercetările au stabilit că cifra cetanică reprezintă o măsură precisă a calităţii de aprindere, pentru combustibilii la care dependenţa faţă de temperatură a întârzierii la autoaprindere (faţă de raportul de comprimare) şi mecanismul aprinderii (mono-stadial sau bi-stadial) nu diferă de cele ale amestecului hidrocarburilor de referinţă. Ca exemplu, în figura 4.63. s-a reprezentat întârzierea la autoaprindere în funcţie de inversul temperaturii, pentru o motorina cu CC=50,1; dependenţa faţă de temperatură coincide practic cu a combustibilului de referinţă, cu CC

= 50, pe întreaga gamă de temperaturi investigată. Pentru combustibilii la care nu sunt îndeplinite condiţiile menţionate, cifra cetanică nu oferă o măsură consistentă şi precisă a calităţii de aprindere. Spre exemplu combustibilul rezultat prin lărgirea

Fig. 4.62. Întârzierea la autoaprindere pentru amestecuri de hidrocarburi de referinţă CR şi un combustibil cu secţiune largă de distilare BC, în

funcţie de temperatura aerului, la 3 Mpa.

ARDEREA LA M.A.C.

251

secţiunii de distilare, BC, cu CC=36,2, are o curbă a întârzierii la autoaprindere similară cu a combustibilului de referinţă CR cu CC=35, numai până la 830 K. La temperaturi inferioare, întârzierea la autoaprindere pentru BC este mult mai mare decât a combustibilului de referinţă, cu CC=34. În consecinţă, caracteristicile de pornire la rece ale combustibililor nu pot fi evaluate după cifra cetanică respectivă, dacă caracteristicile lor de autoaprindere nu sunt modelate de combustibilii de referinţă. Combustibilii de referinţă reprezintă două parafine pure, în timp ce majoritatea combustibililor uzuali conţin cantităţi semnificative de aromate şi alte tipuri de hidrocarburi. Diferenţele sunt cu atât mai mari pentru combustibilii neconvenţionali (uleiuri vegetale, metanol, etc.). Mai trebuie observat că metoda cifrei cetanice prevede experimentarea cu un motor cu cameră separată de vârtej, considerat nereprezentativ pentru construcţiile curente de motoare diesel şi care funcţionează în condiţii nereprezentative pentru pornirea la rece a unui motor. În acest sens, în ultimii ani există preocupări pentru elaborarea unei metode ameliorate de evaluare a calităţii de aprindere a combustibililor, care prevede şi utilizarea unei bombe de ardere în locul motorului experimental. Deoarece metodele de determinare a cifrei cetanice sunt greoaie şi de durată, un alt criteriu mai expeditiv pentru aprecierea calităţilor de autoaprindere este indicele Diesel (I.d) sau indicele cetanic care se determină în funcţie de densitatea motorinei D în grade API şi conţinutul de hidrocarburi aromatice al acesteia exprimat prin punctul de anilină A în °F. Formula de calcul este:

I.d.=D.A./100 (4.35) Între indicele Diesel şi cifra cetanică există o dependenţă mulţumitoare ilustrată în figura 4.63.. Motorinele fabricate în ţara noastră se diferenţiază după punctul de congelare, având cifra cetanică cuprinsă între 40 şi 50 unităţi.

Tab. 4.8. Influenţa compoziţiei chimice asupra cifrei cetanice a motorinei

Compoziţia chimică [ % ] Comb. Nr.crt Alcani Cicloalcani Aromatice

C ifra cetanică

1 85 9 6 65 2 80 10 10 60 3 75 12 13 55 4 71 14 15 50 5 67 15 18 45 6 45 22 33 32

Influenţa factorilor constructivi

Raportul de comprimare. Mărirea raportului de comprimare ε constituie o modalitate curentă de control a perioadei ∆αa, mai precis aceasta se reduce datorită creşterii parametrilor la sfârşitul comprimării, implicit a celor din momentul

Fig. 4.63. Dependenţa între cifra cetanică şi indicele Diesel.


252

injecţiei. Menţionăm că la mărirea lui ε, avansul la injecţie trebuie micşorat, pentru plasarea corectă a arderii faţă de p.m.s. deoarece, prin creşterea raportului de comprimare se măreşte temperatura şi presiunea la începutul procesului de ardere (temperatura Tc şi presiunea pc la sfârşitul comprimării) determinând micşorarea duratei întârzierii la autoaprindere (fig. 4.64.). Ca rezultat motorul funcţionează mai puţin dur.

Mărimea cilindrului. Mărimea dimensiunilor cilindrului conduce la diminuarea transferului de căldură către pereţi şi, în general, n se micşorează, deci şi ∆αa. Caracteristicile injecţiei. Fineţea pulverizării poate duce la creşterea peste o valoare limită a lui ∆τaa, prin creşterea vitezei de vaporizare şi, deci, o scădere a temperaturii locale; totodată, această depăşire nu asigură formarea de dozaje bogate, necesare desfăşurării primelor stadii ale întârzierii chimice. Formarea acestor dozaje poate fi influenţată şi printr-o pulverizare fină şi o distribuţie uniformă a combustibilului. Arhitectura camerei de ardere. Camerele de ardere specifice motoarelor cu ardere prin comprimare se vor studia în subcapitolul următor.

ÎNTREBĂRI ŞI TESTE DE AUTOCONTROL

1. Cât durează procesul de formare a amestecului aer – combustibil la MAC în comparaţie cu MAS, la aceeaşi turaţie de funcţionare?

a) mai puţin decât la MAS; b) tot atât cât şi la MAS; c) mai mult decât la MAS.

2. Care dintre următoarele cauze duce la apariţia detonaţiei Diesel la MAC cu injecţie directă:

a) injecţia combustibilului cu viteză redusă; b) folosirea unui combustibil cu cifră cetanică ridicată; c) avans prea mare la injecţie. 3. Din punct de vedere al rezistenţei gazodinamice pe conducta de admisie MAC-ul este avantajat faţă de MAS-ul clasic? a) nu; b) da; c) ambele variante au rezistenţe gazodinamice asemănătoare pe

admisie. 4. La MAC 4TNS se poate îmbunătăţi randamentul umplerii prin: a) supraalimentare sonică; b) micşorarea rugozităţii suprafeţei interioare a conductei de admisie; c) micşorarea lungimii conductei de admisie; d) încălzirea puternică a conductei de admisiune cu gazele de evacuare; e) montarea unor rezonatori (tobe de admisie) pe galeria de admisie.

Fig. 4.64. Influenţa raportului de comprimare asupra unor parametri ai

CAMERE DE ARDERE LA M.A.C.

253

4.7. STUDIUL CAMERELOR DE ARDERE LA M.A.C.

Camera de ardere: Rolul principal al camerei de ardere este de a pune într-un anumit raport aerul si combustibilul cu scopul de a asigura formarea intimă a amestecului şi obţinerea randamentului maxim al arderii. Numeroasele soluţii constructive imaginate în vederea realizării scopului anunţat se clasifică în două mari grupe:

- camere de ardere nedivizate (unitare sau cu injecţie directă) : fig. 4.64.1 a, b, c , d, f, g;

- camere de ardere divizate sau cu camere separate fig. 4.64.1 h, i, j, k, l, m.

Fig. 4.64.1. Tipuri de camere de ardere la MAC


254

4.7.1. Camerele de ardere nedivizate (unitare)

Acestea sunt camerele în care arderea se desfăşoară într-un compartiment unic, delimitat de suprafaţa chiulasei, capul pistonului şi pereţii cilindrului, compartiment în care se injectează combustibil la sfârşitul compresiei.

Capacitatea camerei şi profilul ei se aleg pe baza următoarelor considerente:

- capacitatea camerei se ia astfel încât aerul la sfârşitul compresiei să atingă temperaturi superioare punctului de autoaprindere, iar întârzierea la aprindere să fie minimă.

- forma camerei de ardere se alege ţinând seama de zona de împrăştiere a picăturilor de combustibil, aşa încât acestea să folosească cât mai complet aerul de ardere şi cât mai puţine picături să atingă pereţii camerei.

- forma camerei şi dispozitivele de introducere a aerului trebuie să înlesnească producerea unei intense circulaţii a aerului, care favorizează pulverizarea combustibilului, omogenizarea amestecului, aprinderea şi arderea. Din acest punct de vedere motoarele cu cameră de ardere nedivizată se găsesc în inferioritate faţă de cele cu camera divizată.

Configuraţia camerelor de ardere nedivizate este foarte diversificată. Câteva din tipurile cele mai răspândite din aceste camere sunt prezentate în fig.4.65.

După modul de distribuţie a combustibilului în camera de ardere se poate vorbi de două clase de camere unitare:

- camere de ardere cu distribuţia combustibilului în volum; - camere de ardere cu distribuţia combustibilului în peliculă.

Formarea amestecului în volum

La formarea amestecului în volum combustibilul se injectează nemijlocit în

camera de ardere. Neuniformitatea compoziţiei amestecului este necesară pentru reducerea perioadei de întârziere la autoaprindere, această cerinţă obţinându-se din cauza neuniformităţii distribuţiei combustibilului în jeturi şi în volumul camerei de ardere.

În cazul camerei de ardere nedivizate partea principală a energiei pentru formarea amestecului constituie energie cinetică care se obţine prin injecţia combustibilului. Energia vârtejului de aer în aceste camere este mai mică decât energia combustibilului. Tipul de cameră de ardere nedivizată, la care cavitatea practicată în capul pistonului preia aproximativ forma jeturilor într-un număr de 5-6, este reprezentată în figura 4.65 a şi b. Injectorul se amplasează în dreptul axei cilindrului. Pulverizatorul injectorului are 5-6 orificii cu diametre relativ mici (dp =0,15…0,35 mm). Cu toate că există un număr mare de jeturi de combustibil, prin lipsa mişcării de rotaţie a încărcăturii în camera de ardere, aerul se utilizează incomplet.

Formarea amestecului se îmbunătăţeşte pe calea generării mişcării de rotaţie tangenţiale a aerului în camera de ardere. Mişcarea de rotaţie a aerului se obţine în procesul de umplere a cilindrului cu încărcătura proaspătă. Intensitatea


255

mişcării de rotaţie a aerului în camera de ardere trebuie să fie pusă în concordanţă cu numărul şi diametrul orificiului pulverizatorului şi cu caracteristica de injectare a combustibilului.

În camerele de ardere prezentate în figura 4.65 a şi b energia imprimată curentului în direcţia radială este neînsemnată, ceea ce se explică prin suprafaţa mică a proeminenţelor de la periferia pistonului, caracterizată prin raportul dintre diametrul camerei de ardere dc şi diametrul cilindrului D. Pentru cele două camere raportul respectiv este dc/D = 0,75 = 0,85 aceste construcţii prezentând avantajul unei bune formări a amestecului şi unor pierderi reduse de căldură prin pereţii camerei, ceea ce asigură o înaltă economicitate a motorului.

Un alt avantaj al camerelor de ardere analizate mai sus constă în asigurarea pornirii uşoare a motorului datorită suprafeţei relative de răcire reduse. De asemenea rezultă o construcţie simplă a chiulasei, ceea ce permite dispunerea convenabilă a supapelor.

Pentru intensificarea turbionării aerului în camera de ardere, la unele construcţii se apelează la configuraţii cu adâncimi mari în piston (figura 4.65 d, e, f, g şi h), denumite şi camere semidivizate. În cazul camerei de ardere reprezentate în fig. 4.65 c, axa injectorului este puţin dezaxată faţă de axa cilindrului, iar axa camerei de ardere este dispusă între axa cilindrului şi axa injectorului. Suprafaţa afectată pragurilor de turbionare este mult mai mare în acest caz faţă de construcţiile din figurile 4.65 a şi b, iar raportul caracteristic dc/D = 0,614.

La unele motoare de tractor se utilizează camere de ardere de tipul celei prezentate în fig.4.65 e la care raportul caracteristic este dc/D = 0,35 – 0,37.

La unele construcţii de camere de ardere (figura 4.65 e) se realizează o turbionare de formă toroidală. Energia curentului de aer turbionat în acest caz va creşte cu micşorarea raportului dintre diametrul minim al intrării în camera de ardere practicată în piston şi diametrul cilindrului şi cu mărirea volumului relativ al compartimentului camerei din piston care este apreciat prin raportul dintre volumul compartimentului camerei din piston pe volumul total de la sfârşitul compresiei, respectiv Vca/Vc.

Alături de mişcarea toroidală la aceste camere se conservă şi mişcarea tangenţială de rotaţie a aerului imprimată în timpul admisiei, dar în cazul camerei reprezentate în figura 1e nu este necesară o viteză mare de rotaţie la mişcarea tangenţială. Camerele de ardere semidivizate practicate în piston asigură obţinerea unei înalte economicităţi a motorului şi puterii litrice ridicate, valorificându-se în totalitate avantajele camerelor de ardere unitare. În plus, prezenţa unor curenţi suplimentari de turbionare permite scăderea presiunii de injecţie şi micşorarea numărului de orificii de pulverizare a combustibilului.

Trebuie menţionat, că în cazul camerelor de ardere semidivizate practicate în piston, formarea amestecului pe principiul distribuţiei combustibilului în volumul camerei de ardere este modificată în sensul combinării cu procedeul de formare a unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei. Cantitatea de combustibil care se depune pe pereţii camerei, depinde de tipul camerei de ardere şi de regimul de funcţionare al motorului.


256

Formarea amestecului în camera de tipul celei reprezentate în figura 4.65 g, asigură o viteză mică de amestecare a combustibilului cu aerul pentru fracţiunea de amestec care este supusă reacţiilor de oxidare în timpul întârzierii la autoaprindere. Acest control al vitezei de ardere se realizează prin crearea unor zone cu amestec neîmbogăţit în vecinătatea pereţilor camerei de ardere.

La acest tip de cameră de ardere este necesară o presiune de injecţie mai mică decât la camerele reprezentate în figurile 4.65 a şi b. De asemenea energia necesară a jetului de combustibil este mai mică, ceea ce se explică prin faptul că pentru obţinerea zonei de amestec supraîmbogăţit nu este necesară o îmbunătăţire a calităţii pulverizării şi a uniformităţii distribuţiei combustibilului în volumul jetului de combustibil. Energia de injecţie trebuie să fie suficientă pentru asigurarea propagării jetului pe toată adâncimea camerei de ardere, însă nu trebuie să fie exagerată proporţia combustibilului depus pe pereţii acesteia.

Economicitatea şi calităţile de pornire a motoarelor care utilizează camere de forma celei prezentate în figura 4.65 g sunt comparabile cu cele care folosesc camere de ardere de forma celor din figurile 4.65 a şi b.

Formarea amestecului în peliculă

Procedeul de ardere cu distribuţia combustibilului în peliculă, cunoscut în literatură sub numele de procedeul M (J.S.Meurer) a fost propus in jurul anilor 1950.

Aceste tipuri de ardere, la care se aplică procedeul de ardere M, îmbină economicitatea ridicată a camerelor unitare cu funcţionarea liniştită (asigurată de procesul carburaţiei de suprafaţă). Conform procedeului de ardere M, combustibilul se injectează tangenţial la cameră, ajungând pe peretele camerei de ardere, de unde aerul îl antrenează formându-se astfel o peliculă de combustibil ce este vaporizată dirijat, prin controlarea temperaturii pistonului şi menţinerea acesteia în zona respectivă la o valoare de circa 340 grade C. Prin injectarea de combustibil (circa 5% din cantitatea de combustibil injectată pe ciclu) fin pulverizat în interiorul camerei de ardere, care se autoaprinde, se asigură în continuare aprinderea combustibilului vaporizat de pe peretele camerei de ardere.

Aceste camere de ardere se caracterizează printr-o viteză de ardere moderată, fum redus la evacuare şi posibilitatea arderii mai multor sortimente de combustibili. Pot funcţiona cu exces de aer redus, ceea ce asigură un consum specific efectiv de combustibil mai redus cu circa 15…25% faţă de alte procedee. Unele dificultăţi se referă la asigurarea temperaturii optime a pistonului la toate regimurile şi pornirea mai dificilă a motorului comparativ cu motoarele cu injecţie directă clasice.

La formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere se tinde în principal să se reducă la minim cantitatea de combustibil care se poate vaporiza şi amesteca cu aerul în timpul întârzierii la autoaprindere. Jetul de combustibil este proiectat sub un unghi unic spre pereţii camerei de ardere, ceea ce face ca picăturile să nu fie respinse de pe suprafaţa camerei, ci să se scurgă pe pereţii acesteia, formând o peliculă subţire. Drumul jetului de combustibil de la orificiul de pulverizare până la peretele camerei trebuie să fie cât mai scurt pentru a se micşora cantitatea de combustibil vaporizat în


257

timpul deplasării jetului prin camera de ardere. Aceste condiţii sunt satisfăcute de către camera de ardere reprezentată în figura 4.65 h. Direcţia vectorului vitezei curentului de aer, la formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil, coincide cu direcţia de deplasare a jetului de combustibil, ceea ce permite scurgerea jetului de combustibil pe pereţii camerei. În acelaşi timp, prin această măsură se diminuează vaporizarea combustibilului, deoarece se micşorează viteza relativă de mişcare dintre combustibil şi aer.

La acest procedeu de formare a amestecului energia jetului de combustibil este de aproximativ două ori mai mică decât în cazul dispersiei jetului de combustibil în volumul camerei de ardere. În afară de aceasta, energia curentului de aer în mişcare este de două ori mai mare în acest caz faţă de energia imprimată curentului la camerele cu dispunerea combustibilului în întregul volum al camerei. O analiză a variantelor din figura 4.65 indică influenţa formei camerei de ardere nedivizate asupra evoluţiei presiunii şi desfăşurării arderii în cilindru.

Picăturile de combustibil fin pulverizat şi vaporii de combustibil rezultaţi la periferia jetului se deplasează spre centrul camerei de ardere în cazul construcţiei analizate. Căldura necesară pentru pulverizarea combustibilului este preluată la acest tip de camera de la piston, a cărui temperatură este menţinută la limitele a 450-610 K. La aceste motoare este mai dificilă pornirea la temperaturi scăzute, deoarece masa de bază a combustibilului se depune pe pereţii reci ai camerei de ardere şi vaporizarea sa se produce mai greu. De asemenea la sarcini mici şi la mersul în gol al motorului, datorită temperaturilor scăzute ale pistonului şi datorită transferului mai redus de căldură de la flacără la peliculă, procesul de vaporizare, de formare a amestecului şi de ardere devine mai dificil, ceea ce conduce la creşterea concentraţiei de substanţe poluante în gazele de evacuare. În cazul motoarelor echipate cu camere de forma celei prezentate în figura 4.65g nu mai apar aceste perturbări ale procesului la sarcini mici, deoarece la micşorarea debitului de combustibil acesta se distribuie mai uniform şi procesul de ardere se prelungeşte. La camerele de tipul celei prezentate în figura 4.65e, de asemenea o parte din combustibil se depune pe pereţii camerei sub formă de peliculă, putându-se ajunge la depuneri de până la 35-40% din debitul pe ciclu. La aceste motoare distanţa dintre orificiile pulverizatorului şi pereţii camerei este relativ mică şi jeturile de combustibil atacă pereţii camerei sub unghiuri mici, ceea ce permite depunerea combustibilului pe pereţi şi formarea peliculei.

Camera de ardere reprezentată în figura 4.66 este caracterizată prin faptul că fundul pistonului este supraînălţat în partea lui centrală, aşa încât aerul de ardere este deplasat spre partea periferică a ei. Marginile pistonului sunt şi ele supraînălţate formând un paravan ce împiedică ajungerea picăturilor pe pereţii reci ai cilindrilor. Profilul fundului de piston urmăreşte îndeaproape conturul vanei de combustibil injectat. În cazul motoarelor cu un raport S/D relativ mare, înălţimea camerei de compresie este mai mare şi întrucât vâna de combustibil nu poate umple complet camera de compresie se alege direcţia orificiilor de injecţie aşa încât vâna de picături să se apropie de fundul pistonului, aşa cum se arată în jumătatea din stânga a figurii, lăsând surplusul de aer în zona dinspre chiulasă. În timpul destinderii acest aer va străbate norul de combustibil, asigurându-i


258

arderea. Dispoziţia din dreapta figurii este din această cauză defectuoasă. În camera de compresie aerul are o mişcare de rotaţie în jurul axei cilindrului obţinută cu ajutorul poziţionării canalelor supapelor de admisie în raport cu axa cilindrului.

Fig. 4.65. Camere de ardere unitare


259

,Fig. 4.66. Camera de ardere cu fundul pistonului supraînalt

În cazul cilindrilor cu diametru mare, pentru a scurta parcursul picăturilor

de combustibil, se teşeşte fundul pistonului şi injectoarele se aşează pe o coroană în dreptul marginilor porţiunii teşite ca în figura 4.67.

Fig. 4.67. Camera de ardere cu fundul pistonului supraînalt şi cu injectoarele dispuse în coroană


260

Cei mai mari constructori europeni introduc pe autoturismele lor motoare diesel cu injecţie directă din noua generaţie. Astăzi toată lumea automobilistică a renunţat la camera de precombustie şi s-a orientat către injecţia de motorină de înaltă presiune. Principiul este acelaşi, dar există trei procedee de realizare a sa, dezvoltate aproape concomitent.

Primul este sistemul „common-rail”, în care o pompă de mare presiune (1350 bari) trimite motorină într-o rampă comună prin care se alimentează injectoarele. În cadrul acestui sistem de tip D.I. o pompă de înaltă presiune alimentează un acumulator sub forma unei conducte de genul rampei centrale de la sistemul de ungere, numită „rail” şi care acţionează ca un fel de rezervor tampon. Această construcţie asigură flexibilitatea cu privire la presiunea de injecţie pe întreaga gamă de turaţii. Se estimează că el reprezintă viitorul motoarelor diesel de tip D.I., iar variante ale acestui sistem de injecţie sunt

Fig. 4.68 Soluţii constructive ale camerelor de ardere: a) cameră de ardere Mercedes-Benz; b) cameră de ardere semisferică şi supapă cu ecran tip FIAT; c) organizarea mişcării aerului şi camera de ardere toroidală tip Saurer; d) cameră de ardere tip UNIC.


261

concepute şi produse de toţi marii producători de motoare şi echipamente de injecţie.

Un sistem „common-rail” conţine o pompă de înaltă presiune, acumulatorul tip „common-rail”, injectoarele legate prin conducte de înaltă presiune, o unitate de control, o unitate de conducere electronică şi diverşi senzori. Pompa menţine presiunea ridicată în „common-rail”, iar combustibilul este injectat direct prin deschiderea şi închiderea unei supape electromagnetice cu care este dotat fiecare injector.

Sistemul permite o libertate extinsă a controlului, bazată pe informaţiile furnizate de senzori. Computerul motorului reglează cantitatea de combustibil injectat în conformitate cu turaţia şi sarcina. Presiunea de injecţie, momentul şi cantitatea pot fi variate independent şi cu mare precizie. Suplimentar, supapele electromagnetice asigură o funcţionare cu o mare precizie de dozare, dimensiuni mici şi consum energetic mic.

Senzorii de presiune măsoară presiunea combustibilului în rampă. Semnalul lor şi valoarea dorită sunt comparate în computer. Dacă valoarea măsurată şi cea dorită sunt diferite, un orificiu al regulatorului de presiune se deschide sau se închide după cum e necesar. Acest orificiu deversează combustibilul înapoi în rezervor.

Injectoarele sunt închise şi deschise prin comandă electromagnetică de computerul motorului la momentul potrivit. Durata de injecţie, presiunea combustibilului din rampă şi secţiunea de pulverizare a injectorului determină cantitatea de combustibil injectat.

Fig. 4.69. Sistem Common Rail cu control Fuzzy - Sulzer .


262

În figura 4.69 este reprezentată schema unui sistem Sulzer Common Rail cu controlor fuzzy. Cu ajutorul acestui sistem se poate monitoriza controlul variabilelor cum ar fi :viteza, sarcina, momentul la care are loc injecţia de combustibil, unghiul de avans al injecţiei, durata injecţiei, presiunea de ardere şi panta sa de creştere, temperatura cămăşii umede a cilindrului, temperatura colectoarelor de gaze de admisie şi evacuare. Motorul Sulzer cu controlor logic fuzzy oferă flexibilitate în menţinerea unei performanţe optime în circumstanţe variate în modul de operare automat.

Sistemul „common-rail” permite creşterea puterii specifice, scăderea consumului de combustibil, zgomot redus la funcţionare şi în general caracteristici îmbunătăţite.

Puterea specifică şi momentul motor cresc cu aproximativ 40% faţă de modelele de bază cu injecţie I.D.I., iar consumul specific, şi deci, emisia de dioxid de carbon scad cu 30%. Faţă de alte sisteme D.I. utilizate , injecţia de tip „common-rail” asigură un mare grad de libertate. Cel mai important avantaj al sistemului „common-rail „ este faptul că nu există o legătură între turaţia motorului şi presiunea din injector. La MAC amestecul carburant se realizează prin injecţia la presiuni ridicate a combustibilului în masa de aer comprimat şi la temperaturi înalte existente în cilindru. Pulverizarea cât mai fină şi mai uniformă (de dorit) a combustibilului în această incintă duce la autoaprinderea amestecului şi apoi la desfăşurarea în paralel a injecţiei şi a arderii combustibilului. Pentru o funcţionare cât mai rotundă a motorului, fără şocuri de presiune şi pentru un randament cât mai bun se doreşte ca timpul scurs de la începerea injecţiei combustibilului până la aprinderea amestecului să fie cât mai redus posibil. În felul acesta se evită acumularea în camera de ardere de cantităţi mari de combustibil, iar creşterea de presiune după aprindere este mai lentă şi are loc pe o perioadă mai lungă. Acesta este efectul pe care se doreşte să îl obţină toţi constructorii de motoare cu aprindere prin comprimare şi de aceea în toate cercetările asupra acestor motoare se studiază modul de realizare a amestecului, modul şi momentul autoaprinderii, modul de propagare a frontului de flacără, gradul de ardere al amestecului, variaţia coeficientului de exces de aer.

A doua soluţie este reprezentată prin injectoarele-pompă în care pompa de motorină furnizează doar o presiune joasă, presiunea de injecţie (2000 bar) formându-se chiar în injector. Sistemul de alimentare cu pompă- injector este relativ îmbunătăţit faţă de sistemul la care pompa de injecţie este separată de injector. Datorită înlăturării conductei de înaltă presiune şi a efectului de mărire a volumului conductei în timpul comprimării combustibilului (şi a revenirii la normal după terminarea injecţiei), începutul şi sfârşitul injecţiei sunt mai apropiate de cele teoretice. În figura 4.70 este prezentat un ansamblu pompă- injector, la care pompa de injecţie este cu piston-sertar, iar injectorul este de tipul deschis prevăzut cu supapă de reţinere. Ansamblul se compune din corpul pompei 1 la care se montează pulverizatorul 2 prevăzut cu orificii de pulverizare. Cilindrul pompei 3 este prevăzut cu orificiile radiale 4 şi 5 prin care combustibilul este aspirat din cavitatea 6. Pistonul sertar 7 este acţionat prin intermediul tachetului 8 efectuând cursa de refulare, în decursul căreia arcul elicoidal cilindric 9 este comprimat.


263

Fig. 4.70. Pompă injector

Între cilindrul pompei şi corpul pulverizatorului sunt montate scaunul 10 al supapei plate 11 şi scaunul 12 al supapei de reţinere 13, care are rolul de a asigura ca începutul şi sfârşitul injecţiei să se facă la o anumită presiune şi de a opri scurgerile de combustibil prin pulverizator în intervalul dintre injecţii. Supapa de reţinere 13 este împinsă pe scaunul său de către arcul elicoidal cilindric 14. Supapa plată 11 are rolul de a împiedica pătrunderea gazelor spre elementul pompei în ipoteza că supapa de reţinere 13 nu asigură o etanşare perfectă. Variaţia cantităţii de combustibil injectat se realizează prin rotirea pistonului sertar cu cremaliera 14. O astfel de pompă de injecţie se întâlneşte la motoarele din Familia 1.1 Caterpillar (fig. 4.71). Componentele motorului din figura 4.71: 1) împingător scurt din oţel; 2) tijă împingătoare a culbutorului; 3) şuruburile chiulasei ; 4) tachet cu rolă şi pârghie; 5) filtru de combustibil ;6) arbore cu came ; 8) arborele cu came; 9) bloc foarte rigid nervurat şi bine structurat; 10)pompă de ulei; 11) cuzinet; 12) filtru de ulei tip cartuş; 13) arbore cotit; 14)radiator de ulei; 15) cuzinet; 16) piston; 17) ghidajul şi scaunul supapei; 18) colector de admisie şi evacuare; 19) pompă- injector; Cea de a treia variantă de injecţie este o soluţie de compromis: astfel pompa furnizează motorină la 1250 bar, după care injectorul o ridică până la 1950 bar. Această pompă numită V.P.44(fig. 4.72) este realizată de Bosch şi este utilizată pe motoarele de Ford Mondeo, BMW 320d şi Opel Vectra.


264

Fig. 4.71. Motor Caterpillar cu pompă injector


265

Fig. 4.72. Pompă de injecţie de înaltă presiune În toate cazurile, atât pompele cât şi injectoarele sunt controlate electronic. Se preconizează ca generaţiile următoare cu injecţii directe să fie capabile de performanţe şi mai mari (cantitatea de motorină injectată va fi mai

mică de 1 mm3).

4.7.2.Camerele de ardere divizate (separate)

Sunt camerele alcătuite din două părţi care comunică între ele printr-un canal sau mai multe canale. Cele mai des utilizate sunt camerele de vârtej şi camerele de preardere.

Camerele de vârtej sau de turbulenţă

La camera separată de vârtej injecţia combustibilului se realizează printr-un jet unic de către injectorul 4 în această cameră secundară 2 unde există un vârtej de aer foarte intens generat în timpul comprimării determinat de transferul de încărcătură proaspătă din camera

Fig. 4.73. Cameră de vârtej


266

principală 1 prin canalul de legătură 3 (figura 4.73).

Datorită vârtejului de aer foarte puternic se asigură formarea amestecului într-un timp foarte scurt, ceea ce reduce foarte mult întârzierea la autoaprindere. Frontul de flacără de la nucleul de aprindere din apropierea canalului de legătura se va deplasa de la periferie spre centrul camerei de vârtej, aproape după o traiectorie în spirală. Datorită arderii în camera de vârtej creşte temperatura şi presiunea, determinând expulzarea flăcării sub formă de jet cu mare viteză prin canalul de legătură în cilindru unde se amestecă cu restul de aer şi are loc arderea completă.

Diferite soluţii constructive sunt arătate în figura 4.74. Camera de vârtej poate fi de formă sferică (tipul Comet a, b) aproximativ sferică sau cilindrică. În general se realizează în chiulasă, partea inferioară reprezentând o piesă separată

Fig. 4.74. Camera de ardere cu cameră separată de vârtej


267

din oţel termorezistent introdusă în joc. Camera de vârtej poate fi de asemenea amplasată lateral în chiulasă sau în bloc (figura 4.74 c tip Hercules).

Cea mai largă răspândire a obţinut-o dispunerea camerei de turbulenţă în chiulasă (figura 4.74 a şi b). În acest caz, însă, este necesară o oarecare mişcare a secţiunilor de trecere la supape.

În cazul dispunerii camerei de turbulenţă în blocul cilindrilor (figura 4.74 c) canalul de legătură se construieşte, în aşa fel, încât spre sfârşitul cursei de comprimare pistonul să închidă parţial acest canal, pentru ca în perioada injectării combustibilului viteza de intrare a aerului în camera de turbulenţă să se mărească, spre a se îmbunătăţi formarea amestecului.

La alegerea parametrilor sistemului de turbulenţă, se are în vedere, ca formarea amestecului şi arderea se desfăşoară în condiţii optime în cazul când aerul introdus în camera de turbulenţă efectuează o rotaţie completă în timpul întârzierii la autoaprindere a combustibilului.

În acest fel, combustibilul injectat în camera de turbulenţă în perioada întârzierii la autoaprindere se dispersează în întregul volum al aerului ce se roteşte în cameră, iar ultima parte de combustibil se injectează în zona flăcării combustibilului aprins.

În camera de vârtej mişcarea de rotaţie a aerului ia naştere ca urmare a curgerii lui prin canalul de legătură în cameră în timpul comprimării. Pentru obţinerea unei mişcări organizate axa canalului de legătură este dispusă sub un unghi faţă de suprafaţa frontală a chiulasei, astfel că suprafaţa canalului care se intersectează cu suprafaţa camerei secundare să devină tangentă la aceasta.

Aerul în mişcare acţionează asupra jetului de combustibil şi îl împinge spre suprafaţa camerei; ca urmare, o parte din combustibil se dispune pe perete şi se vaporizează. Vaporii şi picăturile mici de combustibil care se găsesc în cameră sunt antrenate cu aerul şi deplasate în zona canalului. În această zonă temperatura este înaltă, ceea ce asigură autoaprinderea combustibilului cu întârziere la o autoaprindere foarte mică. Ca urmare a arderii combustibilului în camera de vârtej se creează o presiune ridicată şi combustibilul în ardere se transferă în spaţiul de deasupra pistonului cu o viteză mare. Masa principală de aer, care rămâne în cilindru umple adâncitura din capul pistonului sub canalul de legătură. Prin aceasta se asigură utilizarea aproape totală a oxigenului din aer şi se realizează evacuarea fără fum la un coeficient de exces de aer mic şi (în comparaţie cu formarea amestecului în volum sau pelicular) o toxicitate mai mică a gazelor arse.

Experienţa a dovedit că direcţia injectării combustibilului în camera separată are o influenţă importantă asupra desfăşurării arderii (figura 4.75). Injecţia în sensul vârtejului, (varianta E) asigură consumul minim de combustibil cu grade de fum reduse la sarcini ridicate. Injectarea în sens contrar(varianta A) conduce la formarea în centrul camerei separate a unor dozaje bogate, arderea are loc cu mult fum, ceea ce compromite performanţele motorului, la sarcini mari, în schimb favorizează pornirea.


268

O variantă a injecţiei în camerele de vârtej este injecţia pilot, utilizând un injector, ”Pintaux”, realizată de H.R.Ricardo, ca o soluţie pentru facilitarea pornirii

(figura 4.77). În afara orificiului principal 1, injectorul este prevăzut cu un orificiu auxiliar 2 (figura 4.76). La pornire turaţia pompei de injecţie fiind redusă, presiunea exercitată asupra acului injectorului creşte încet, acul injectorului se ridică treptat însă nu suficient pentru a elibera orificiul principal.

În aceste condiţii cea mai mare parte a combustibilului trece prin orificiul auxiliar şi întâlneşte aerul în momentul intrării în camera de turbulenţă unde este mai cald decât după ce a făcut înconjurul camerei (figura 4.129).

Fig. 4.75. Influenţa direcţiei pulverizării şi a profilului pistonului

Fig. 4.76. Injector Pintaux


269

Pe măsura creşterii

turaţiei presiunea de injecţie creşte, acul injectorului se ridică rapid şi cea mai mare parte a combustibilului (cca 90%) este injectată prin orificiul principal (figura 4.129b); în acelaşi timp combustibilul debitat prin orificiul auxiliar se autoaprinde înlesnind autoaprinderea masei principale de combustibil. Injecţia combustibilului se face de obicei direct în cameră, şi uneori în spaţiul principal de ardere al cilindrului înspre orificiul canalului de comunicaţie, aşa încât şi picăturile de combustibil să fie antrenate spre camera turbionară de aerul comprimat, aşa cum se arată în figura 4.78.

Avantajele şi dezavantajele camerelor de turbulenţă:

Procesul de formare

a amestecului cu cameră de turbulenţă are următoarele avantaje: - posibilităţi de aplicare pe motoare cu turaţii ridicate şi cu dimensiuni mici ale cilindrilor; - siguranţa în funcţionarea aparaturii de injecţie la presiuni mici, presiunile la deschiderea acului injectorului fiind 12,5-15 MPa şi posibilitatea utilizării pulverizatoarelor simple cu un singur jet; - rigiditate mică în funcţionare şi presiuni de ardere moderate, ceea ce asigură condiţii favorabile de funcţionare pentru ambielaj;

Fig. 4.78. Camera separată cu rezervă de aer

Fig. 4.77. Injecţia pilot


270

- stabilitate în desfăşurarea proceselor la schimbarea regimului de turaţie şi sarcină;

- posibilitatea funcţionării motorului la coeficienţi mici de exces de aer şi presiuni medii efective mari ( pe =0,7-0,85 MPa);

- sensibilitate redusă la calitatea combustibilului folosit datorită prezenţei zonei nerăcite a camerei de turbulenţă şi mişcării organizate a aerului.

Deficienţele acestui procedeu sunt: - consum specific de combustibil ridicat (255-290 g/KWh) datorită

suprafeţei mari de răcire a camerei de ardere şi pierderilor mărite de căldură favorizate de turbionarea intensă a gazelor în camera de turbulenţă, în canalul de legătură şi în cilindru;

- calităţi scăzute de pornire datorate unei pulverizări grosolane a combustibilului printr-un singur orificiu, la presiuni de injecţie relativ scăzute; - construcţie complicată a chiulasei sau blocului provocată de prezenţa camerei de turbionare;

- supraîncălzirea locală a capului pistonului în zona de ieşire a gazelor din canalul de legătură.

Pentru îmbunătăţirea calităţilor de pornire a acestor motoare se folosesc rapoarte mari de comprimare (ε =17-20) şi se utilizează bujii incandescente montate în camera de turbulenţă, conectate în perioada pornirii motorului.

Camerele de preardere sau antecameră La camera separată de preardere se utilizează energia degajată prin arderea unei anumite parţi din doza de combustibil injectată pe ciclu (20…30%) pentru pulverizarea suplimentară a restului de combustibil în camera principală.

La acest procedeu de formare a amestecului camera de preardere (antecamera1) montată în chiulasă este în legătură cu camera principală 2 de deasupra pistonului printr-un canal 3, sau mai multe canale, de secţiune mai mică faţă de soluţia cu cameră de vârtej (figura 4.79).

Jetul trebuie să aibă o mare penetraţie şi cu o dispersie mică pentru a se ajunge în zona canalului de legătură, ca după o mică întârziere la autoaprindere a combustibilului în antecameră, prin dezvoltarea rapidă a arderii unei cantităţi mici din debitul total pe ciclu, să existe posibilitatea, datorită creşterii presiunii în această cameră secundară, expulzării restului de combustibil şi de gaze arse ajunse în fazele intermediare de ardere în camera principală. Arderea astfel, se desăvârşeşte în camera principală fiind asigurată o amestecare bună cu aerul prin pulverizarea suplimentară a combustibilului la curgerea gazelor cu mare

Fig. 4.79. Schema de principiu a camerei separate de preardere


271

viteză prin canalul de legătură. La motoarele cu cameră de preardere sau cu antecameră, camera de

ardere se împarte în două părţi: antecamera dispusă în chiulasă cu un volum de 0,25-0,40 din volumul de compensaţie Vc şi camera principală dispusă direct în cilindru. Antecamera are forma unui corp de revoluţie şi este legată de camera principală prin unul sau mai multe canale de secţiune redusă. După axa de simetrie a antecamerei se montează injectorul cu un singur pulverizator. În figura 4.132 se prezintă schema unei antecamere pentru motoare cu turaţii ridicate unde 1 este camera din cilindru, 2 antecamera şi 3 canalul de legătură. În timpul cursei de comprimare se pompează aerul din cilindru în antecameră prin canalele de legătură care au secţiuni reduse, respectiv 0,3-0,6% din aria pistonului datorită vitezei ridicate a curentului care pătrunde în antecameră, atingând cu 15-20 grade RAC înainte de p.m.s. 230-320 m/s, viteza provocată de o cădere de presiune de 0,3-0,5 MPa, în interiorul său apare o mişcare turbionară dezordonată care favorizează amestecarea aerului cu combustibilul injectat în antecameră printr-un pulverizator cu un singur jet, la un avans de 10-35 grade înainte de p.m.s. La sarcini mari nu poate arde în antecameră întreaga cantitate de combustibil injectată şi de aceea se amestecă numai cu o parte din aer. Prin arderea combustibilului temperatura şi presiunea în antecameră se măresc brusc, iar combustibilul nears şi produsele de ardere trec prin canalele de legătură în cilindru. Viteza ridicată cu care trec gazele şi restul de combustibil în cilindru, asigură condiţii favorabile de pulverizare şi amestecare a combustibilului cu aerul din cilindru. Astfel, în cilindru se produce arderea parţii principale a combustibilului. Canalele de legătură dintre antecameră şi cilindru se încălzesc puternic la trecerea gazelor arse, atingând temperatura supapelor de evacuare ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului.

Prin aceasta se reduce întârzierea la autoaprindere a combustibilului Aria secţiunilor canalelor de trecere se alege din condiţia asigurării unor viteze la intrarea şi ieşirea gazelor din antecameră, pentru care procesele de formare a Fig. 4.80 Camere de ardere divizate cu

antecamere


272

amestecului de ardere să fie satisfăcătoare. Din analiza particularităţilor proceselor de lucru în motoarele cu

antecameră rezultă că scopul antecamerei constă în utilizarea energiei degajate prin arderea unei părţi a combustibilului injectat, pentru pulverizarea şi vaporizarea parţii principale a combustibilului cu ajutorul produselor de ardere care au o înaltă temperatură. Această antecameră permite ca presiunea de injecţie a combustibilului să fie moderată, respectiv la începutul ridicării acului injectorului presiunile sunt 8-13 MPa.

Pentru ridicarea calităţii amestecului combustibilului cu aerul în cilindru este preferabil să se utilizeze antecamere cu mai multe canale de legătură ăi să se monteze pe axa cilindrului. Direcţia canalelor şi curentul de amestec la ieşirea din aceste canale în cilindru, trebuie să corespundă configuraţiei spaţiului camerei de ardere din cilindru pentru a îmbunătăţi formarea amestecului.

Fig. 4.81. Antecamera motorului NATI M-12; Antecamera motorului Simmering

Avantajele şi dezavantajele camerelor de preardere

Antecamerele au următoarele avantaje faţă de procedeul cu injecţie directă cu pulverizarea combustibilului în întregul volum al camerei:

- posibilitatea folosirii unor combustibili cu proprietăţi chimice diferite, deoarece combustibilul se pulverizează şi se vaporizează la trecerea prin canalele antecamerei;

- utilizarea raţională a aerului la coeficienţi mici de exces de aer( λmin =1,2-1,25), rezultând presiuni medii efective convenabile (0,65-0,75 MPa);

- viteza mică de creştere a presiunii şi presiunea maximă relativ scăzută în cilindru, respectiv pz =4,5-6 MPa (fără supraalimentare) datorită căderii de


273

presiune la trecerea gazelor din antecameră în cilindru; prin aceasta se măreşte siguranţa în funcţionare a grupei cilindru-piston şi ambielajul ∆p/∆α =0,2-0,3 MPa/grade RAC

- o mai mică sensibilitate la schimbarea turaţiei motorului datorită unor curenţi turbionari puternici şi efectul termic asigurat prin nerăcirea unor zone ale anticamerei;

- posibilitatea utilizării injectoarelor cu ştifturi (cu un singur jet) şi presiunii de injecţie scăzute (8-13 MPa), datorită sensibilităţii scăzute a procesului de funcţionare a motorului în funcţie de calitatea pulverizării combustibilului.

- concentraţia scăzută a substanţelor nocive în gazele de evacuare.

Alături de aceste avantaje, antecamerele au şi următoarele dezavantaje: - pornirea grea a motorului, îndeosebi la temperaturi scăzute, datorită

suprafeţei relativ mari a camerei de ardere (F/V) şi pulverizării necorespunzătoare a combustibilului, motiv pentru care sunt necesare rapoarte mari de comprimare respectiv (ε =20-21);

- consum specific relativ ridicat (626-304 g/KWh) datorită pierderilor mari de căldură prin pereţii antecamerei şi pierderile de energie la învingerea rezistenţelor gazodinamice la trecerea gazelor din cilindru în antecameră şi înapoi;

- construcţia complicată a chiulasei. Pentru îmbunătăţirea calităţii de pornire a motoarelor cu antecameră, în

afară de faptul că se folosesc rapoarte mari de compresie, în antecameră se montează bujii incandescente ce se conectează la pornire.

Calităţi superioare ale formării amestecului, fără cheltuieli exagerate de energie pentru turbionare, se pot obţine printr-o alegere corespunzătoare a raportului dintre volumul şi forma antecamerei şi a camerei de ardere principale, precum şi a secţiunii canalelor de legătură dintre ele.

4.7.3.Camerele de ardere hibrid

Acestea reprezintă soluţii care îmbină proprietăţile a câte două din cele trei mari clase de camere menţionate anterior:

- camera de ardere împărţită cu camere CSV şi cu injecţie directă este o cameră de ardere mixtă (figura 4.82), care conferă motorului calităţile ambelor camere studiate. La această cameră de ardere, un jet pătrunde în camera separată de vârtej, iar al doilea în camera propriu-zisă;

- camera de ardere împărţită cu cameră CSP şi CSV reprezintă o cameră mixtă în care predomină trăsăturile fiecăreia din cele două tipuri de camere. Astfel la camera CSP (b) se realizează o oarecare mişcare de vârtej (c), care uşurează deplasarea jetului de combustibil spre orificiul de legătură; la camera de ardere folosită pe unele motoare rapide Perkins (d), compartimentul separat de vârtej are peretele opus mai plat, ceea ce amortizează mişcarea de vârtej, iar canalul de legătură ia forma unui orificiu îngust, care contribuie la pulverizarea suplimentară a combustibilului;

- camera de ardere împărţită cu compartimente separate de rezervă de aer reprezintă un tip mai vechi de cameră de ardere (figura 4.78 şi 4.82 e). Camera de ardere (e) este formată din două compartimente separate legate


274

printr-un canal larg 2. Spre deosebire de camerele precedente injectorul este montat în camera principală 3, iar jetul de combustibil 1 este orientat spre compartimentul separat. Jetul de combustibil se aprinde la intrarea în compartimentul separat, iar creşterea de presiune şi temperatură determină expulzarea aerului cu mare viteză împotriva jetului de combustibil cu care se amestecă.

Fig. 4.82. Cameră de ardere hibrid

4.7.4.Analiza comparativă a camerelor de ardere ale motoarelor cu aprindere prin comprimare

După cum s-a arătat, există multiple posibilităţi de realizare a camerelor de ardere unitare. O mare varietate de soluţii constructive există şi în cazul camerelor de ardere compartimentate, câteva dintre cele mai reprezentative fiind reprezentate în figura 4.83.


275

Din analizele prezentate mai sus rezultă că se pot realiza înalte performanţe de putere, respectiv presiuni medii efective ridicate, în cazul oricărei camere de ardere, dacă se prevăd măsuri de conducere cu rigurozitate a procesului de formare a amestecului şi de ardere. Presiuni medii efective puţin inferioare se obţin la motoarele cu antecameră din cauza pierderilor termice şi gazodinamice mai mari care însoţesc procesele de comprimare şi de ardere.

Fig. 4.83. Schemele unor camere de ardere divizate: a – d cu cameră de turbulenţă; e – g cu

antecameră

Din punctul de vedere al rezervelor pentru forţarea motoarelor prin supraalimentare, cele mai puţin convenabile sunt cele cu camere divizate, deoarece la creşterea presiunilor în cilindru cresc pierderile termice şi gazodinamice.

Din punctul de vedere al economicităţii cele mai bine situate sunt motoarele cu cameră unitară la care nu apar pierderi gazodinamice importante la transferul gazelor în diverse zone ale camerei şi au suprafeţele relative de răcire cele mai mici, deci pierderi de căldură minime. La motoarele cu camere de ardere


276

unitare calităţile de pornire sunt mai bune decât la motoarele cu camere compartimentate.

Sarcinile dinamice la care sunt supuse piesele mecanismului bielă-manivelă şi nivelul zgomotului în funcţionare sunt mai mici în cazul motoarelor cu camere de ardere compartimentate, acestea comportându-se bine şi la regimuri tranzitorii de funcţionare, la înrăutăţirea calităţii combustibilului, la scăderea presiunii de injecţie.

În cazul camerelor de ardere compartimentate rezultă concentraţii mai mici ale substanţelor nocive în gazele de ardere faţă de nivelul concentraţiei acestora la motoarele cu injecţie directă.

O caracteristică comună a camerelor de ardere divizate este durata de întârziere la autoaprindere relativ mică, ceea ce are drept consecinţă arderea combustibilului în ambele camere cu viteze moderate de creştere a presiunii, fapt ce determină şi o presiune maximă, mai coborâtă în comparaţie cu MAC cu injecţie directă. Din această cauză funcţionarea este mai liniştită, condiţiile de solicitare a organelor motorului sunt mai uşoare, iar durabilitatea se măreşte. De asemenea este necesară o cantitate mai mică de aer pentru formarea amestecului şi totodată este posibilă realizarea unor turaţii înalte până la 5000 rot/min.

Faptul că pentru formarea amestecului are loc un consum important de energie şi datorită majorării pierderilor de căldură prin pereţi (suprafaţa camerei de ardere este mai mare), economicitatea de combustibil şi pornirea motorului la rece se înrăutăţesc.

Studiul influenţei camerei de ardere asupra desfăşurării procesului arderii, evidenţiază anumite particularităţi care determină însăşi destinaţia motoarelor cu un anumit tip de cameră. Astfel la injecţia directă unde mişcarea aerului nu este atât de intensă se dezvoltă îndeosebi în faza arderii rapide, motorul are un mers mai dur, este mai robust şi mai greu; în schimb este mai economic. De aceea injecţia directă se utilizează la motoarele diesel destinate autovehiculelor mai grele, în care caz şi turaţia poate să fie mai mică. La camerele divizate se îmbunătăţeşte calitatea formării amestecului, viteza de creştere a presiunii şi presiunea maximă se micşorează, funcţionarea motorului devine mai lină. Totuşi

Fig. 4.84. Variaţia principală a consumului specific efectiv de combustibil

în funcţie de turaţie pentru MAC cu camere nedivizate şi divizate


277

suprafaţa răcită fiind mai mare, se înrăutăţeşte economicitatea şi se îngreunează pornirea lor. Având o masă mai mică şi permiţând realizarea unor turaţii ridicate alături de celelalte calităţi, motoarele cu camere divizate echipează îndeosebi autoturismele.

Tipul camerei de ardere influenţează şi asupra emisiilor de produşi poluanţi. Astfel în cazul camerelor nedivizate unde apar dificultăţi din punctul de vedere al formării amestecului, cantitatea de NO şi CO este mai mare decât în cazul camerelor divizate.

Un dezavantaj al camerelor de ardere nedivizate îl constituie înrăutăţirea economicităţii odată cu creşterea turaţiei, ceea ce limitează turaţiile nominale la aceste motoare la valori n1<3000 rotaţii pe minut, în timp ce la camerele de ardere separate unde economicitatea este mai puţin influenţată de turaţie se pot alege turaţii nominale n2>4000 rotaţii pe minut (figura 4.84). Tab. 4.9 Influenţa tipului camerei de ardere asupra unor indici de perfecţiune ai MAC Indicele de comparaţie Cameră unitară Cameră

separată de vârtej

Cameră separată de preardere

1. Economicitatea Foarte mare Medie Redusă 2. Pornirea Uşoară Dificilă Foarte dificilă 3. Dependenţa de turaţie Foarte mare Redusă Neînsemnată 4. Calitatea arderii Violentă Liniştită Foarte liniştită 4. Puterea volumică (litrică) Mică Ridicată Ridicată 6. Sistemul de injecţie Complicat Simplu Simplu 7. Calitatea combustibilului Superioară Medie Medie 8. Elasticitatea în funcţionare Redusă Medie Medie 9. Intensitatea fumului şi gazelor nocive Ridicată Medie Medie 10. Durabilitatea Redusă Ridicată Ridicată 11. Preţul de cost Ridicat Mediu Mediu 12. Cheltuieli de exploatare Ridicate Reduse Reduse


1. Care din următoarele considerente interzice reducerea grosimii chiulaselor motoarelor ce funcţionează după procedeul de ardere Meurer (prin rectificări succesive în cadrul reparaţiilor) sub anumite valori stabilite precis sau interzice utilizarea unor garnituri de chiulasă mai subţiri (având în vedere că distanţa dintre piston şi chiulasă la sfârşitul compresiunii este minim posibilă)?

a) Apariţia detonaţiei; b) Lovirea supapelor de către piston; c) Pierderea etanşeităţii ansamblului.

2. Care este una din principalele caracteristici ale procedeului M de ardere: a) creşterea la maximum a cantităţii de combustibil ce arde imediat după

aprindere prin injectarea combustibilului în interiorul unei camere separate din chiulasă cu pereţii încălziţi la 500 – 600 0 C;

b) injectarea combustibilului pe pereţii unei camere sferice aflată în piston într-un vârtej intens de aer

c) menţinerea cantităţii de combustibil ce arde imediat după aprindere prin injectarea iniţială a combustibilului într-o cameră de preardere de formă sferică cu volum de 50% din volumul total al camerei de ardere.


____________________________________________________________________________

278

5. PROCESUL DE DESTINDERE

5.1. Analiza desfăşurării procesului de destindere în cadrul ciclului motor (rol, localizare, durată)

În desfăşurarea ciclului termodinamic procesul de destindere reprezintă, pentrul motorul cu ardere internă, perioada în care se obţine lucru mecanic pe baza energiei acumulate de gazele de ardere pe parcursul transformărilor anterioare. De aceea cursa pistonului din p.m.s. către p.m.i. (sub influenţa gazelor aflate la presiuni şi temperaturi ridicate) reprezintă "timpul motor" al agregatului termic. Pe parcursul acestui "timp" (al treilea la MAI 4T sau al doilea la MAI 2T) organele de distribuţie (supapele- la MAI 4T sau luminile –orificiile- la MAI 2T) sunt închise, comunicarea cu colectoarele aferente schimbului de gaze fiind întreruptă. Pistonul singurul "perete mobil" al camerei de ardere preia forţa de presiune a gazelor şi sub influenţa acesteia se deplasează în cilindru transformând energia termo-chimică a fluidului motor în energie mecanică. Mişcarea de translaţie a pistonului este convertită apoi în mişcare de rotaţie prin intermediul mecanismului motor de tip bielă manivelă. Adoptând principiul că procesul de destindere are ca scop cedarea energiei fludului motor către piston, se poate considera şi real că destinderea durează din p.m.s. până în p.m.i. Din punct de vedere al studierii proceselor de lucru, apare mai convenabil a considera că destinderea durează din momentul în care presiunea din cilindru are valoarea maximă la MAS sau din momentul terminării

injecţiei la MAC până la deschiderea organelor de evacuare (fig. 5.1). De observat că lucru mecanic se obţine pe întreaga cursă de destindere a pistonului (de la p.m.s. la p.m.i.) adică şi înaintea procesului de destindere, în timpul arderii şi după procesul de destindere, în perioada evacuării libere. In timpul arderii fluidului motor acumulează energie internă, prin creşterea de temperatură, iar după încheierea arderii, acesta cedează o parte din energia internă în procesul de destindere sub formă de lucru mecanic al

Fig. 5.1 Reprezentarea procesului destinderii în

diagrama indicată şi modelul de calcul al parametrilor la sfârşitul destinderii

PROCESUL DE DESTINDERE

____________________________________________________________________

279

pistonului ; în destindere compoziţia şi masa fluidului motor rămân practic constante. In condiţiile ciclului teoretic, destinderea este considerată drept un proces adiabatic care se desfăşoară pe întreaga lungime a cursei pistonului, adică corespunde unei variaţii de volum egală cu volumul util al cilindrului. În realitate, în timpul destinderii, gazele care evoluează în cilindru schimbă, în permanenţă, căldură şi substanţă cu exteriorul. Destinderea este caracterizată deci de schimbul de căldură şi pierderea de substanţă. Se consideră în continuare că etanşeitatea camerei de ardere este perfectă (pierderile de gaz la nivelul supapelor, segmenţilor, garniturii de chiulasă sunt nule) pentru a analiza în detaliu principalul factor şi anume schimbul de căldură. De asemenea, ţinând seama de prelungirea arderii în destindere şi de avansul la deschiderea supapei de evacuare (20-50 grade RAC), durata destinderii reale (110-150 grade RAC) reale este inferioară duratei unei curse întregi (180 grade RAC). Începutul destinderii se consideră momentul sfîrşitului convenţional al arderii, punctul t din diagramă. După cum s-a menţionat, în realitate arderea continuă şi după acest punct, însă cu o intensitate redusă. In cadrul studiului destinderii se ţine seama de această împrejurare prin aceea că postarderea provoacă degajarea unei cantităţi de căldură Qpost care evoluează în cilindru. Sfârşitul destinderii reale este marcat de momentul deschiderii organului de evacuare (supape sau ferestre de evacuare) d.s.e. Fenomenele care decurg în continuare, însoţite de scăderea presiunii şi de reducerea cantitaţii de gaze prezente în cilindru, se includ în procesul de evacuare.

5.2. Aspecte teoretice şi experimentale ale procesului de destindere Analiza procesului de destindere pe baza diagramei p -V Ca şi în cazul procesului de comprimare, curba destinderii reale ar putea fi considerată, teoretic, ca un proces adiabatic. În realitate, datorită faptului că temperatura gazelor este permanent superioară celei a pereţilor cilindrului, procesul de destindere se desfăşoară în condiţiile unei cedări permanente de căldură către aceştia. Deci, ca tip de transformare, destinderea reală nu este o adiabată şi nici o politropă cu exponent constant, ci o politropă cu exponent variabil. Pentru trasarea politropei de destindere, trebuie să se stabilească valoarea exponentului politropic al procesului care, în acest caz, se notează prin nd. Astfel, ecuaţia curbei reprezentative a destinderii va fi : pV nd = const. (5.1)

Fig. 5.2. Localizarea destinderii în ciclul motor


____________________________________________________________________________

280

Cauzele principale care determină variaţia exponentului politropiei de destindere sunt următoarele :

1. În procesul destinderii reale continuă să ardă (dacă există oxigenul necesar) acea parte din combustibil ce n-a reuşit să ardă în timpul arderii rapide ; datorită acestui aport de căldură (la care se adaugă şi căldura degajată prin recombinarea moleculelor ce au fost disociate în procesul arderii rapide) pe diferite porţiuni ale curbei de destindere se dezvoltă cantităţi diferite de căldură.

2. In timpul destinderii, temperatura gazelor scade iar suprafaţa pereţilor cilindrului creşte ; ca urmare, schimbul de căldură de la gazele fierbinţi la pereţi este variabil.

3. O parte din gazele fierbinţi se pierd în procesul destinderii din cauza neetanşeităţii segmenţilor şi supapelor, ceea ce antrenează şi o scădere a presiunii gazelor din cilindru.

4. In timpul destinderii temperatura gazelor este în continuă variaţie ; cum căldura specifică a gazelor variază cu temperatura, rezultă că pentru un ciclu teoretic variază indicele adiabatic kd, iar pentru un ciclu real variază exponentul politropic nd.

Toţi aceşti factori influenţează diferit asupra caracterului variţiei exponentului politropicei de destindere, ceea ce contribuie la variaţia sa complexă, ce nu poate fi exprimată prin relaţiile termodinamicii.

• Intrucât în cazul detentei reale, atât schimbul de căldură de la gaze la pereţi cât şi aportul de căldură datorat arderii combustibilului ce n-a reuşit să se oxideze în decursul arderii rapide, au loc concomitent, determinarea caracterului de variaţie a exponentului nd în comparaţie cu kd depinde de preponderenţa pe care o au cei doi factori principali consideraţi pe diferite porţiuni ale curbei de destindere. Astfel, deoarece la începutul detentei reale predomină aportul de căldură Qpost care este mai mare decât căldura care se cedează pereţilor Qc, exponentul nd al detentei politropice, pe o anumită porţiune a curbei, este mai mic decât kd (la începutul detentei nd poate fi chiar mai mic ca unitatea – ceea ce aduce un argument în sprijinul ipotezei ce consideră punctul t ca reper al sfârşitului arderii). Pe măsură ce aportul de căldură scade în cursa detentei, exponentul nd creşte. Dacă aportul de căldură este egal cu cedarea căldurii de la gaze la pereţi, atunci nd=kd ; în acest caz, curba detentei politropice se confundă cu adiabata.

• În continuarea destinderii transferul de căldură dinspre gazele de ardere spre

pereţii cilindrului este continuu, ceea ce produce o creştere a exponentului politropic, spre valorile 1,4÷1,5, (superioare celui adiabatic, nd>kd).


____________________________________________________________________

281

Fig. 5.3 Variaţia exponentului politropic de destindere în diagrama p-V

Exponentul politropic mediu se poate determina prin diferenţierea relaţiei (5.1) de unde, rezultă exponentul politropic de destindere:

n VpdpdVd = − , (5.2)

unde raportul dp/dV se poate calcula, de asemenea, prin metode numerice. Între două stări j şi j+1, suficient de apropiate între ele de pe curba de destindere, se poate considera că fluidul motor (gazele de ardere) sunt situate pe aceeaşi politropă, de unde, prin logaritmarea ecuaţiei p V p Vj j

ndj j

nd= + +1 1 , (5.3) se obţine o expresie similară celei corespunzătoare exponentului politopic al comprimării :


____________________________________________________________________________

282

n

pp

VV

d

j

j

j

j

=

+

+

lg

lg

.1

1

(5.4)

• Utilizarea practică a exponenţilor politropici variabili pentru procesele de destindere, ca şi pentru procesele de comprimare este foarte dificilă şi de aceea în calculele ciclurilor pentru determinarea parametrilor gazelor şi lucrului mecanic de destindere, procesul politropic real de destindere se înlocuieşte cu unul convenţional pentru care se foloseşte un exponent politropic mediu dn .

• Valoarea exponentului mediu al destinderii pentru calculul termic al ciclului motor între stările z şi b, se poate determina cu relaţia :

n p pd z b= −(lg lg ) / lg ,δ (5.5) unde cu δ=Vb/Vz s-a notat raportul de destindere ulterioară a gazelor. În determinarea exponentului politropic mediu de destindere nu s-au luat în consideraţie scăpările de gaze prin neetanşeităţi, mai intense la începutul procesului, când şi presiunea din cilindru înregistrează valori ridicate. Ca şi în cazul comprimării, dependenţa de turaţie a exponentului politropic mediu de destindere (unul dintre factorii majori ce influenţează procesul în discuţie), se poate exprima printr-o relaţie empirică de tipul:

n A Bnd = + , (5.6)

cu A=1,15÷1,20 şi B=80÷120 (valabilă în special pentru motoare cu aprindere prin comprimare de puteri medii, cu camere divizate). Valoarea exponentului nd poate fi determinată prin aproximări succesive plecând de la ecuaţia bilanţului termic pentru procesul de destindere sau poate fi

aleasă pe baza evaluării particularităţilor constructive şi de exploatare ale motorului (se ţine seama şi de modul de desfăşurare a proceselor de ardere, respectiv de unghiul la care se atinge presiunea maximă şi unghiul la care se dezvoltă cea mai mare temperatură a ciclului). In figura 5.5 se prezintă pentru exemplificare variaţia exponentului politropic de destindere nd în funcţie de unghiul de rotaţie al manivelei, în corelaţie cu variaţia presiunii şi temperaturii gazelor.

Fig. 5.4 Variaţia presiunii şi exponentului politropic de destindere în funcţie de volum


____________________________________________________________________

283

La începutul destinderii până la realizarea presiunii maxime, când arderea se produce cu viteze mari şi temperatura maximă, exponentul politropic are valori negative (linia punctată), atingând valoarea 0 la unghiul de presiune maximă. Pe intervalul unghiurilor dintre presiunea maximă, exponentul politropic nd este pozitiv, iar la unghiul la care se atinge temperatura maximă exponentul politropic devine nd egal cu 1. Determinarea valorilor exponentului politropic după diagrama indicată pentru intervalul de la p.m.s. până la unghiul la care se atinge temperatura maximă, este foarte dificilă. Pentru restul intervalelor este însă posibilă determinarea unor valori medii ale exponentului politropic nd.

Analiza procesului de destindere pe baza diagramei T- s Pe baza diagramei entropice T- s din figura 5.6, se poate face o analiză mai detaliată a evoluţiei de destindere din punct de vedere energetic. Astfel, se constată că în zona z-t temperatura gazelor creşte, Qpost>QL+Qc, unde : Qpost este căldura degajată în urma postarderii, QL este căldura pe care gazele le cedează prin transformare în lucru mecanic, iar Qc este căldura cedată de gaze pereţilor cilindrului. Pe măsura desfăşurării destinderii, Qpost se reduce şi în momentul atingerii stării t (în care nd=1), avem egalitatea: Qpost=QL+Qc; în punctul t se atinge temperatura maximă a gazelor, transformarea este aparent izotermă. În continuare, Qpost<QL+Qc, temperatura începând să scadă. În intervalul t-z’, temperatura scade, dar entropia creşte, Qpost fiind mai mare decât Qc; în punctul z’, Qpost= Qc, iar entropia atinge valoarea maximă iar transformarea este aparent adiabată nd=kd. Entropia începe să scadă, Qpost va scădea, de asemenea, continuu, pe porţiunea z’-dse (b), Qpost ~0 nd>kd până la anularea reacţiilor chimice. Se consideră practic că anularea reacţiilor chimice se produce aproximativ în vecinătatea punctului z’, când nd=kd, pentru ca în intervalul z’-b destinderea să se efectueze fără aport de căldură, entropia şi temperatura scăzând (corespunzător avem nd>kd).

Fig. 5.5 Variaţia exponentului politropic de destindere în funcţie de unghiul de rotaţie al

manivelei


____________________________________________________________________________

284

Fig.5.6 Variaţia exponentului politropic al destinderii în raport cu variaţia temperaturii T şi a entropiei s

5.3. Parametrii fluidului motor la sfârşitul procesului de destindere Determinarea parametrilor fluidului motor la finele procesului de destindere se determină, pentru cazul simplificat, util calcului ciclului termic al motorului, prin adoptarea unor ipoteze simplificatoare, cum ar fi: arderea se sfârşeşte în punctul z, deci nu avem postardere; de asemenea, în timpul destinderii nu intervine schimb de căldură între gazele de ardere şi pereţii cilindrului şi nu există scăpări de gaze prin neetanşeităţi. Determinarea exponentului politropic mediu de destindere. Ecuaţia de bilanţ energetic se scrie, în cazul destinderii, pornind de la forma diferenţială: pdV dU+ = 0, (5.7) unde lucrul mecanic efectuat în exteriorul sistemului termodinamic se exprimă prin relaţia:

( )

L pdVT Tn n

p Vp Vzb

z z b

dz

bz

d

b b

z z

= =ℜ −

−=

ℜ−

−�

��

�

��

ν ν1 1

1 , (5.8)


____________________________________________________________________

285

unde cu nd s-a notat exponentul politropic aparent de destindere, iar variaţia energiei interne prin:

( ) ( )dU U U a b T T a b T Tb z jz

j j b bj

n

z

b

jz

j j z zj

n

= − = + − += =�� ν ν

1

1

1

1

. (5.9)

În relaţiile anterioare, cu νz s-a notat numărul de kilomoli din starea z, cu n1 numărul de componenţi ai produselor de ardere, iar aj şi bj sunt coeficienţii polinomiali ai căldurilor specifice, limitate la funcţii liniare cu temperatura. Introducerea expresiilor (5.8) şi (5.9) în (5.7) conduce la ecuaţia transcendentă (abordată pe larg în vol. II):

( )na b Tdd d z

nd− = ℜ

+ + −1

1 1δ, (5.10)

unde coeficienţii ad şi bd sunt:

a a

b b

dz

jz

jj

n

dz

jz

jj

n

=

=

�

�

��

�

��

=

=

�

�

1

1

1

1

1

1

νν

νν

, (5.11)

cu ajutorul cărora exponentul politropic aparent nd se poate determina prin calcul numeric (metoda iteraţiei, etc.). Valori de start pentru această mărime: 1,25÷1,30. Determinarea temperaturii şi presiunii fluidului motor la sfârşitul procesului de destindere. În ipotezele menţionate anterior (destindere între stările z şi b, evoluţie politropă efectuată cu un exponent politropic aparent nd, determinat anterior, etc.), parametrii la sfârşitul destinderii se pot determina prin setul de relaţii:

p pVV

p p

T TVV

T T

V V

b zz

b

nd

z

nd

z nd

b zz

b

nd

z

nd

z nd

b a

=�

��

�

�� = �

��

�

�� =

=�

��

�

�� = �

��

�

�� =

=

�

�

− −

−

ρε δ

ρε δ

1

11 1

1 , (5.12)

unde parametrii stărilor anterioare (a, z) se cunosc din studiul evoluţiilor respective, iar ρ şi ε sunt rapoartele definite încă din capitolele introductive: ρ=Vz/Vc, raportul de destindere preliminară şi ε=Va/Vc raportul de comprimare.


____________________________________________________________________________

286

Valori uzuale pentru parametrii gazelor la sfârşitul destinderii, specifice motoarelor navale, sunt: • presiuni: motoare lente şi semirapide pb=(2,5÷6).105 N/m2; motoare rapide:

pb=(4÷8). 105 N/m2; • temperaturi: Tb=1000÷1300 K; • exponent politropic de destindere: nd=1,20÷1,38 pentru MAS-uri ; şi pentru MAC-uri : nd=1,2÷1,37 pentru motoare lente şi semirapide cu pistoane răcite; nd=1,15÷1,25 pentru motoare rapide cu pistoane nerăcite. Analizând valorile de mai sus, al exponentului mediu al curbei de destindere, se observă că acestea sunt inferioare exponentului adiabatic. Inseamnă că, obişnuit pentru construcţiile de motoare, cantitatea de căldură primită de gaze, ca rezultat al postarderii, este superioară cantităţii de căldură pe care gazele o cedează pereţilor în timpul procesului de destindere. Corelaţia dintre parametrii proceselor de comprimare şi destindere. Datorită asemănărilor dintre cele două evoluţii din cilindrul motor (efectuare de lucru mecanic, de către mediu asupra sistemului termodinamic în cazul comprimării şi de către sistem asupra mediului în cazul destinderii; ipoteze de calcul identice, etc.), se poate stabili o interdependenţă între parametrii proceselor menţionate. Pentru aceasta, scriem ecuaţia de stare în a (începutul comprimării) şi într-un punct x oarecare de pe curba de comprimare:

( )( )

p V L r T

p V L Ta a r a

x x r x x

= + ℜ

= + ℜ

��

��

1

1 γ β, (5.13)

de unde, prin raportare, se obţine relaţia

p pTTx a

x

x

ax= ε

εβ , (5.14)

în care βx este raportul instantaneu de variaţie moleculară, definit ca raportul (supraunitar, în cazul arderii în exces de aer, situaţie specifică motoarelor navale) dintre cantitatea de produse ale arderii şi cantitatea de încărcătură proaspătă:

( )βν ν

xpa r

rL r=

++1

, (5.15)

unde mărimile care intervin sunt explicitate în paragraful 2.6 şi în tabelul 5.2, iar εx este raportul de comprimare curent, dat de:

ε xx

c

VV

= . (5.16)

Pentru starea c (sfârşit de comprimare), avem: εx=βx=1, iar (5.14) devine:


____________________________________________________________________

287

p pTTc ac

a

= ε (5.17)

de unde, făcând raportul membru cu membru al ecuaţiilor (5.14) şi (5.17), obţinem:

p pTTx c

x

x

x

c

=βε

. (5.18)

Făcând, în ultima relaţie, x=z (sfârşit teoretic de ardere), obţinem, impunând condiţia ε ρz z cV V= =/ , cu ρ raportul de destindere preliminară, relaţia;

p pTTz c

z

z

z

c

=βε

sau λ ρ βp zz

c

TT

= , (5.19)

cu λp raportul de creştere a presiunii în timpul arderii. Relaţia (5.19) exprimă corelaţia dintre parametrii procesului de comprimare şi ai celui de destindere. Lucrul mecanic de destindere. Se determină prin analogie lucrul mecanic de comprimare, deci: L V pzb s d= , (5.20) unde cu pd s-a notat presiunea medie pe destindere (a se vedea şi figura 5.7). Acest lucru mecanic de destindere se poate scrie, ca şi cel de comprimare, sub forma:

( )

LL r T

ppzb

r a

ad= − ℜ

+εε

1 1, (5.21)

de unde, conform figurii 5.7, se poate determina lucrul mecanic al ciclului:

( ) ( )L L LL r T

pp pc zb ac

r a

ad c= − = − ℜ

+−ε

ε1 1

, (5.22)

sau, utilizând valoarea presiunii medii indicate şi a coeficientului de umplere ηv, putem scrie lucrul mecanic al ciclului sub forma definitivă:

( )

LL r T

pp

LTppc

r a

ai

vi= − ℜ

+= ℜε

ε η1 1 0

0

. (5.23)


____________________________________________________________________________

288

5.4. Influenţa diverşilor factori asupra

procesului de destindere Ca şi în cazul comprimării, studiul influenţei diverşilor factori asupra procesului de destindere se poate efectua, în principal, prin analiza efectelor asupra exponentului politropic aparent al destinderii.

Influenţa factorilor de stare

Influenţa fluxului de căldură rezultant

Valoarea exponentului politropic nd este determinată de natura schimbului de căldură pe parcursul desfăşurării procesului. Acest schimb de căldură are două componente opuse. In primul rând, gazele care evoluează în cilindru, primesc cantitatea de căldură Qpost degajată prin arderea resturilor de combustibil. Postarderea se prelungeşte mult în destindere, însă cantitatea de căldură, care se dezvoltă în urma reacţiilor, scade continuu până la anulare. Inseamnă că acţiunea postarderii poate fi asimilată cu un flux de căldură variabil, care pătrunde în gaze, din exterior. Cantitatea totală de căldură primită poate fi astfel exprimată prin :

Qpa=Σqpa (5.24)

în care : qpa – fluxul echivalent cantităţii momentane de căldură degajată prin postardere. Cea de a doua componentă a schimbului de căldură care însoţeşte destinderea reală este un schimb efectiv de căldură între gaze şi pereţii care limitează spaţiul de destindere. Temperatura gazelor fiind tot timpul superioară temperaturilor din diferite puncte ale pereţilor, acest schimb are tot timpul caracterul unui flux de căldură care trece prin pereţi către exterior. Căldura cedată pereţilor de către fludul motor (dQp ) într-un interval de timp (dτ) : dQp=αd A ∆T dτ [J] (5.25)

αd [w/m2K] - coeficientul de convecţie fluid – perete ; A [m2] - suprafaţa momentană de schimb de căldură ; ∆T =Tg-Tp [K] - diferenţa momentană de temperatură gaz – perete ; dτ [s] - intervalul de timp elementar.

Ţinând seama de condiţiile care determină transferul de căldură dintre gaze şi pereţi, se poate afirma că valoarea fluxului momentan este variabilă în timpul destinderii, în sensul că se măreşte pe măsură ce destinderea avansează. Acest mod de variaţie se datoreşte creşterii suprafeţei de contact dintre gaze şi pereţi, odată cu deplasarea pistonului în destindere. Scăderea temperaturii gazelor în

Fig. 5.7 Determinarea presiunilor medii pe destindere şi a presiunii

medii indicate


____________________________________________________________________

289

timpul procesului nu compensează decât parţial efectul creşterii suprafeţelor de contact. In acest fel, cantitatea totală de căldură cedată poate fi exprimată prin : Qc=Σqc (5.26) Caracteristica schimbului de căldură este însă dată de fluxul rezultant : qr=qpost+qc (5.27) Acesta are, în funcţie de relaţia dintre qpa şi qc, fie caracter de căldură primită, fie caracter de căldură cedată. Astfel, destinderea reală poate fi împărţită în două porţiuni distincte :

- porţiunea y-z’, caracterizată prin qpa≥qc, deci fluxul rezultant are caracter de căldură primită ;

- porţiunea z’-dse, caracterizată prin qpa ≤ qc, deci fluxul rezultant are caracter de căldură cedată.

In această idee, cantitatea totală de căldură primită de gaze poate fi localizată pe prima porţiune a destinderii şi exprimată prin :

Qpost=Σqrpost (5.28)

iar cantitatea totală de căldură cedată către pereţi poate fi localizată pe a doua porţiune a destinderii şi exprimată prin :

Qc=Σqrc (5.29) In aceste relaţii s-a notat : qrp – fluxul rezultant în cazul când qpost≥qc ; qrc– fluxul rezultant în cazul când qpost≤qc.

In lungul fiecărei porţiuni, mărimea fluxului rezultant este variabilă : între z şi z’ mărimea fluxului rezultant qrp scade până la zero, iar între z’ şi dse, fluxul rezultant qrc creşte, pornind de la zero. In punctul t transformarea pare să fie izotermă pentru că Qpost = Qc + QL . Punctul z’ este caracterizat prin situaţia qr =0, adică : qpa=qc (curba de destindere are deci, în acest punct, caracter de adiabată). Ca şi în cazul comprimării, aceasta este însă numai o situaţie de adiabaticitate aparentă. Mai precis, variaţia oricărui factor ce produce o creştere a căldurii degajate prin postardere Qpost conduce la micşorarea exponentului politropic nd, către 1, iar creşterea căldurii cedate pereţilor Q’’c determină mărirea exponentului politropic de destindere către kd; în prima situaţie, punctele t şi z’ se deplasează spre sfârşitul destinderii, (spre p.m.i.), iar în cea de-a doua spre începutul procesului (spre p.m.s.). Cum mărimea cantităţii de căldură Qpost este invers proporţională cu calitatea arderii, iar Qc proporţională cu eficienţa sistemului de răcire rezultă că oricare factor care duce la înrăutăţirea arderii sau insuficienţa răcirii va determina scăderea exponentului politropic de destindere.


____________________________________________________________________________

290

Influenţa dozajului Dozajul economic conduce la creşterea exponentului nd prin mărirea eficacităţii arderii şi a diminuării post-arderilor. La modificarea dozajului faţă de valoarea care asigură cea mai bună ardere, exponentul nd se reduce, apropiindu-se de valoarea 1. La creşterea accentuată a excesului de aer (amestec sărac) gazele din destindere (datorită conţinutului mare de aer) vor avea călduri specifice mai reduse şi deci, pentru o aceeaşi cantitate de căldură primită, vor evolua mai aproape de izotermă. La scăderea accentuată a excesului de aer (amestec bogat), arderea se prelungeşte în destindere, Qpost creşte şi nd scade.

Influenţa vitezei de ardere Cantitatea de combustibil ce continuă să ardă în procesul detentei depinde de viteza de ardere în faza arderii rapide. Dacă viteza de ardere pe porţiunea y-t scade, atunci cantitatea de combustibil ce continuă să ardă în procesul destinderii creşte şi deci nd descreşte ; din contră, dacă viteza de ardere pe porţiunea y-t creşte, nd tinde să crească. Deci ţinându-se seama că cu cât viteza arderii este mai mare, cantitatea de combustibil ce arde în procesul detentei este mai mică, cu atât şi nd este mai mare şi invers.

Influenţa turbulenţei

Mişcarea organizată a gazelor, prin intensificarea sa, conduce la creşterea exponentului nd deoarece turbulenţa intensă favorizează desfăşurarea arderii, micşorând intensitatea postarderilor. Pe de altă parte, turbulenţa favorizează schimbul de căldură, cu pereţii, deci conduce la creşterea căldurii cedate, Qc (Qpost scade � nd creşte, Qc creşte � nd creşte).

Influenţa factorilor funcţionali

Influenţa turaţiei

La menţinerea neschimbată a importanţei celorlalţi factori creşterea turaţiei poate fi analizată atât din punct de vedere al schimbului de căldură cât şi din punct de vedere al pierderii de substanţă. Astfel :când turaţia creşte se micşoreză durata schimbului de căldură între gaze şi pereţi precum şi pierderile de gaze prin neetanşeitatea segmenţilor şi supapelor. Pe de altă parte, prin creşterea turaţiei, se micşoreză durata procesului arderii rapide şi deci creşte cantitatea de combustibil ce arde în procesul detentei. Se deduce că odată cu creşterea turaţiei exponentul nd se micşoreză. Experimentele arată că acţiunea concomitentă a acestori factori, când turaţia creşte, conduce la scăderea exponentului nd, aşa cum se vede în figura 5.8 care reprezintă variaţia lui nd cu turaţia pentru două motoare cu carburator ce funcţionează cu obturatorul complet deschis.


____________________________________________________________________

291

După V.A. Petrov, la motoarele cu carburator, pentru variaţia lui nd cu turaţia, se poate utiliza următoarea formulă empirică :

n2 =1,22 + 130 / n (5.30)

în care n este turaţia arborelui cotit în rot/ min.

Influenţa sarcinii Influenţa sarcinii la motoarele cu carburator este diferită faţă de MAC. Spre exemplu, la regimurile corespunzătoare unor deschideri ale clapetei de acceleraţie de 50-100% exponentul politropic nd (rămâne practic constant). Prin închiderea clapetei între 50 şi 20% se ajunge la o oarecare creştere a exponentului nd, ceea ce se explică prin influenţa îmbogăţirii amestecului (creşterea vitezei de ardere) şi mărirea unghiului de avans la aprindere. La o reducere şi mai pronunţată a sarcinii, exponentul nd începe să scadă apreciabil (deoarece cantitatea relativă de gaze arse reziduale creşte într-o anumită măsură), viteza de ardere se reduce, arderea se prelungeşte în timpul destinderii (fig. 5.9). De asemenea odată cu reducerea cantităţii de combustibil care arde în cilindru schimbul de căldură devine mai redus. La MAC o influenţă hotărâtoare asupra exponentului politropic nd o exercită postarderea combustibilului care cu mărirea sarcinii (respectiv cu scăderea coeficientului de exces de aer α) creşte, iar exponentul nd se micşorează (fig.5.10). La motorul cu aprindere prin comprimare se menţine tendinţa de scădere a exponentului nd prin micşorarea cantităţii de căldură cedată pereţilor. Insă, odată cu scăderea sarcinii, postarderile devin mai puţin intense, ceea ce face ca, pe această cale, nd să crească. De aceea, în ansamblu, la acest tip de motor, exponentul mediu al curbei de destindere este mai puţin influenţat de modificarea sarcinii.

Influenţa regimului tranzitoriu

Regimul tranzitoriu influenţează destinderea prin faptul că aceste regimuri sunt însoţite de variaţii ale sarcinii şi turaţiei. De regulă, motorul în acest caz lucrează cu un decalaj al stării termice faţă de regimul de lucru (apare o inerţie termică ce conduce la mari pierderi de căldură prin pereţii cilindrului) şi de aceea la astfel de regimuri exponentul politropic nd creşte.

Fig. 5.8 Variaţia exponentului mediu nd cu turaţia

Fig.5.9 Variaţia exponentului

politropic de destindere în funcţie de sarcină la MAS

Fig.5.10 Variaţia nd cu dozajul

α la MAC


____________________________________________________________________________

292

Influenţa regimului termic al motorului Acesta acţionează asupra căldurii cedate pereţilor, Qc. Astfel, toţi ceilalţi factori fiind egali, la o răcire intensă a pereţilor cilindrului, căldura cedată creşte şi astfel exponentul mediu al curbei de destindere devine mai mare. De aceea, în general, la motoarele răcite cu apă, nd este mai mare decât la motoarele răcite cu aer.

Influenţa factorilor constructivi

Influenţa raportului de compresie La creşterea raportului de compresie ε exponentul nd creşte ca urmare a diminuării postarderilor. De asemenea, prin creşterea raportului volumetric creşte gradul de destindere şi cresc deci pierderile de căldură prin pereţi. In acelaşi sens acţionează şi faptul că la grade mari de comprimare, temperaturile gazelor din cilindru cresc.

Influenţa avansului la aprindere sau injecţie

Avansul la aprindere sau injecţie acţionează asupra intensităţii postarderii şi, prin aceasta, asupra valorii exponentului nd. Astfel, la micşorarea avansurilor, nd se micşorează de asemenea.

Influenţa combustibilului

Durata postarderii poate fi micşorată prin creşterea vitezei de ardere, ce este dependentă de caracteristicile combustibilului. Astfel se poate mări exponentul politropic mediu de destindere odată cu creşterea cifrei octanice sau cetanice a combustibilului utilizat.

Influenţa dimensiunilor cilindrului Dacă raportul dintre cursă şi alezaj rămâne constant, iar cilindreea motorului se măreşte, atunci se micşorează capacitatea de răcire a cilindrului, adică se micşorează suprafaţa de răcire ce revine pentru unitatea de volum a gazelor din cilindru. Deoarece capacitatea cilindrului se micşorează, destinderea evoluează după o curbă cu o pantă “mai dulce“, şi deci nd se micşorează. In ipoteza că cilindreea rămâne constantă şi că variază raportul dintre cursă şi alezaj, suprafaţa specifică de răcire a cilindrului creşte odată cu creşterea suprafeţei laterale a unitaţii de volum, curba detentei va evolua mai brusc şi deci nd va creşte.

Influenţa arhitecturii camerei de ardere Aceasta poate influenţa căldura cedată, Qc prin valoarea suprafeţei laterale, conducând astfel la modificarea exponentului nd. Adică, valoarea exponentului nd


____________________________________________________________________

293

se modifică în sens invers cu gradul de compactitate al camerei de ardere, deoarece o cameră compactă pierde mai puţină căldură către exterior Astfel, camerele de ardere divizate prezintă suprafeţe laterale mari, iar cele amplasate în piston au o răcire slabă. Arhitectura camerei de ardere, corelată şi cu capacitatea acesteia de a organiza mişcări intense ale gazelor, poate influenţa valoarea exponentului de destindere, contribuind la desăvârşirea procesului de ardere al combustibilului. O turbulenţă bună şi o suprafaţă de răcire optimă conduc la creşterea exponentului nd prin acţiunea concentrată asupra postarderii şi căldurii cedate lichidului de răcire maximizând astfel QL (căldura transformată în lucru mecanic).

ÎNTREBĂRI ŞI TESTE PENTRU AUTOCONTROL 1. Mărimea exponentului politropic de destindere este influenţată de:

a) degajarea de căldură; b) pierderea de substanţă; c) sarcină; d) arhitectura camerei de ardere 2. Transformarea politropică pe parcursul destinderii are

caracterul unei transformări izoterme când: a) căldura datorată postarderii este nulă; b) căldura datorată postarderii echivalează căldura cedată de gaze fluidului

de răcire, prin pereţii camerei de ardere; c) căldura datorată postarderii (absorbită de gaze) este mai mare decât

suma dintre căldura transformată în lucru mecanic şi căldura cedată prin pereţi, lichidului de răcire.

3. Dacă variaţia vreunui factor ce influenţează procesul de destindere provoacă o majorare a căldurii degajată prin postardere, deci o înrăutăţire a arderii, atunci exponentul politropic de destindere: a) creşte; b) scade; c) echivalează exponentul adiabatic. 4. Cum credeţi că influenţează procesul destinderii placarea chiulasei (pe peretele camerei de ardere) şi a capului pistonului cu materiale ceramice?


294

BIBLIOGRAFIE 1..Alexandru, C., Masini si instalatii navale de propulsie, Editura Tehnica, Bucuresti 1991 2..Abaitancei, D., Hasegan, C., Stoica, I., Claponi, D., Cihodaru, I., Motoare pentru Automobile si Tractoare. Editura Tehnica, Bucuresti, 1980. Abaitancei, D., Tanase F., Radu Ghe., Chiru A., Cofaru C., Motoare pentru autovehicule, Indrumar de Laborator,Universitatea Transilvania Brasov,1981 3.Abaitancei, H. Aspecte ale comenzii si reglajului la motoarele cu ardere interna. a-V-a Conferinta Nationala, Pitesti 20-21 noiembrie 1992, pag.27-39. 4.Adler, A., Memento de technologie dàutomobile, Robert Bosch Gmbh, 1988. 5.Alden, M., Grafstrom, P., Hertz, H., Holmstedt, T., Hogberg, T. Russberg, G., Svanberg, S. Characterization of Ultra Short High Current Sparks for Ignition Systems. International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, September 4-6, 1985, Tokyo, Japan. 6. Amsden A.A., s.a. Kiva II A Computer Program for Chemically Reactive Flows with sprays, Technical report LA 11560MS Los Alamos National Laboratory, May 1989 7.Apostolescu, N., Taraza, D., Bazele cercetarii experimentale a masinilor termice, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1979. 8.Apostolescu, N., Chiriac R., Procesul arderii in motorul cu ardere interna, Editura Tehnica, Bucuresti, 1998. 9.Arai, H. New Roles of automotive electronics. 24th ISATA Conference, Florence, Italy. 10.Athanasiu, D., Sisteme electronice antipornire, Revista Autopro,iunie,1995, pag.52,53 11.Banet, G. Allumage asservi a la Combustion. These presentee a lÙniversite Pierre et Marie Curie, 26 mars 1982. 12..Banarescu,M. Motoare cu ardere interna, vol.I,II, Editura tehnica, Bucuresti 1957-1959. 13..Banarescu,G. Calculul proceselor de ardere, Editura Academiei, Bucuresti 1955 14.Barrow, P. Electronic Ignition Based on the 6805S2. Motorola Cars Ltd. Semiconductor Group, England. 15..Bataga, N., Burnete N., Cazila A., Rus I., Sopa S., Teberean I., Motoare cu ardere interna, Editura didactica si pedagogica Bucuresti1995., 16..Bataga, N., Tanase, F.,s.a. Motoare termice, Editura Didactica si pedagogica Bucuresti 1979 17..Bataga, N.,Motoare termice, Universitatea Cluj Napoca, 1980 18.Baxendale, A. E. Development of an air mass flow sensing microprocessor- based fuelling and ignition system. IMechE, Proc. Instn. Mech.Engrs, Vol.200 No.D5, 1986.Jaguar Cars Limited. 19.Beck, N.J. Injectia electronica a combustibilului pentru functionarea motorului Diesel..., SAE Technichal Papers Nr.891652, pag.1-11, 1989. 20. Bengt Johansson On cycle to cycle variationsn in Spark Ignition Engines, Institutul de Masini termice Lund, 1995 21.Bereisa, J., Applications of Microcomputers in Automotive Electronics, IEEE Transactions on Industrial Electronics (SUA) Vol.IE-30 nr.2/1983 22..Berindean, V., Procese, caracteristici si supraalimentarea motoarelor cu ardere interna, partea I si a-II-a, Institutul politehnic Timisoara, 1979. 23.Bernardet, J. Grandeur et misere des motoristes. Science et Vie-Auto Moto, 1974. 24.Bodea, M., Mihut, I., s.a. Aparate electronice pentru masurare si control, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti,1985. 25. Holtbecker R., Geist M., Tehnologia de reducere a emisiei gazelor de evacuare pentru motoarele diesel navale Sulzer, Wartsila NSD Switzerland Ltd.Winterthur, 1995 26..Bobescu, Gh., Abaitancei, D. Motoare pentru automobile. Editura didactica si pedagogica, Bucuresti,1976. 27..Bobescu, Gh., Radu, Gh., Chiru, A., Cofaru, C., Ispas, N., Turea, N., Preda, I. Tehnici speciale pentru reducerea consumului de combustibil si limitarea noxelor la autovehicule. Universitatea din Brasov, 1989.

BIBLIOGRAFIE ____________________________________________________________________________

295

28..Bobescu, Ghe., Radu, Ghe., Chiru,A., Cofaru, C., Motoare, vol.1-2, Universitatea Transilvania din Brasov 1891. 29. Bobescu Ghe., Cofaru C., Chiru C., Radu A., Ene V.,Guber I., Scalnai V., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, Editura tehnica Chisinau 1996 30. Bobescu Ghe., Radu A., Cofaru C., Chiru C., Ene V.,Guber I., Scalnai V., Motoare pentru automobile si tractoare vol.2, Editura tehnica Chisinau 1998 31. Bobescu Ghe., Cofaru C., Chiru C., Radu A., Abaitancei H., s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.3, Editura tehnica Chisinau 1999 32.Bohn, H.J. The Electronic Motor Management System, Digifant II. ISH 880061, Volkswagen A.G. 33.Bowler, L. Electronic Fuel Management-Fundamentals. SAE No.800539, Society of Automotive Engineers, Inc.,1981Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, September 4-6, 1985, Tokyo, Japan. 34.Bruner, J.S., The process of education, Harvard University Press Cambridge, Massachussets, Ed.Stiintifica, 1970. 35. Buzbuchi N, Soloiu,V., Dinescu C., Lyridis D., Motoare Navale Vol.2, Editura didactica si Pedagogica Bucuresti, 1998 36. Buzbuchi N, Dinescu C., Complemente de dinamica motoarelor navale, Editura Atlas, 1995 37. Buzbuchi N, Manea L,V., Dragalina A., Moroianu C., Dinescu C., Motoare Navale Vol.1, Editura didactica si Pedagogica Bucuresti, 1996 39. Buzbuchi N, Sabau A., sa., Motoare Navale Vol.3, Editura didactica si Pedagogica Bucuresti, 2001 40. Buzbuchi,N., Sabau A., Manea A., Manea L.Computer simulation of the marine engine in trening system, , a VII-a Conferinta Internationala „Tehnonav 2000”, 1-3 iunie 2000, Universitatea „Ovidius” Constanta, pag.84, ISBN 973-652-146 – x. 41.Buzdugan, Gh., Fetcu, L., Rades, M. Masurarea vibratiilor. Editura Academiei Romane, Bucuresti, 1979. 42.Buzdugan, Gh., Fetcu, L., Rades, M. Vibratii mecanice. Editura didactica si pedagogica, Bucuresti, 1982. 43.Canta, T., Transportul modern, Editura Albatros, 1989. 29.Carley, D., Microprocessors in Automotive Electronics, a-IIa Conferinta internationala de Electronica pentru automobile, Londra, 1979. 44.Chiru, A., Marincas, M. Electronica, Ecologia si durabilitatea automobilului. a-V-a Conferinta Nationala, Universitateadin Pitesti 20-21 noiembrie 1992 45. Cofaru C., Ispas, N., Nastasoiu M., Abaitancei H., Anca H.R., Dogariu M., Chiru, A., Eni V.,. Proiectarea motoarelor pentru automobile, Universitatea Transilvania Brasov, 1997 46.Coghe, A., Ferrari, G., Galfetti, L. Analisi del processo di combustione in un motore ad accensione comandata. 47.Cotignoli, G., DellÀcqua, R., Ferrati, E. Sistemi elettronici di controllo dellàccenssione motore per autoveicoli e tecnologie di realizzazione.- ATA A 081 E1B-Z-AMMA No.12, 1983. 48.Crabb, D., Duncan, H.M., Hiljemark, S., Kershaw, T.J. MEMS- Engine Management System-Rover. Mems Paper 49. Darie T., Manea, L., Abaitancei H., Combustibili si instalatii de alimentare la motoarele cu aprindere prin scanteie, Editura Agir, Bucuresti,1999 50. Dexter S.G. Rezidual fuels-combustion, emissions and particulates, ImechE Seminar Diesel fuel injection systems, Birmingham, Octombrie 1989 51.Dragalina, A., Calculul termic al motoarelor Diesel navale, Academia navala "Mircea cel Batrin" Constanta, 1992. 52.Dragalina, A., Calculul arborelui cotit al motoarelor Diesel navale, Editura Muntenia & Leda Constanta, 2000. 53.Dragalina, A., Luminita V., Programe de calculator in domeniul motoarelor diesel navale Academia navala Mircea cel Batran, Constanta, 1990 54.Dragalina, A., Aplicatii de calcul ale motoarelor diesel navale Academia navala Mircea cel Batran, Constanta, 1993 55. Dumitrescu V., Racota R., s.a Motoare termice, Indrumar de laborator, Calcul termic si organologic, Universitatea din Pitesti, 1995 56.Dudita, Fl., Diaconescu, D., Cinematica si dinamica mecanismelor, Universitatea Transilvania Brasov, 1981. 57.Dumitru, Gh., Masini si instalatii de propulsie navala, Universitatea din Galati, 1979, vol.1, vol 2.


296

58.Esser, C., Mass, U., Warnatz, J. Chemistry of the Auto-ignition in Hydrocarbon-Air Mixtures up to Octane and Its Relation to Engine Knock. International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, September 4-6, 1985, Tokyo, Japan. 59.Ferarro, C., Marzano, M., Knock Influence and heat transfer in SI Engines, SAE Nr.905020, International Fisita Congress Italia, 7-11 mai 1990. 60.Ferarro, C., Marzano, M., Knock Limit Measurement in high Speed SI Engines, SAE 850127, International Congrs Detroit 25.03.1995. 61.Ferraro, C., Hall, C., A knock Intensity Meter Based on kinetic Criterion, SAE 780154, International Congrs Detroit 25.03.1995. 62.Ferraro, C., s.a., A contribution to the improvement of an open Chamber Stratified Charge Engine, SAE nr. 885080, Dearborn, 25/30 sept 1988. 63.Ferguson, C., Green, R.M., Lucht, R.P. Unburned Gas Temperatures in an Internal Combustion Engine.II:Heat Release Computations. Combustion- Science and Technology, U.K., 1987,Vol.55, pp.63-81. 64.Fleisher F. Nox Reduction-A technical challenge for marine diesel engine manufactures, International maritime and shipping (IMAS) Confeerence london, 22-24 October 1996. 65.Flis, J.T., The Use of Microprocessors for Electronic Engine Control, IEEE Transactions on Industrial Electronics (SUA) Vol.IE-30 nr.2/1983 66. Francu T., Ormenisan N., Padureanu V., Motoare termice, Universaitatea Transilvania Brasov, 1998 67.Frankle, G., Kramer, K., Electronic Diesel Control (EDC) for commercial vehicle engines, Daimler Benz Stuttgard, Automobil Industrie 1/1987. 68.Freifeld, H., Schneider, I., Intrebari si raspunsuri pentru calificarea soferilor, Editura Tehnica, Bucuresti 1976. 69.Gaiginschi, E., Motoare cu ardere interna, Editura Didactica si pedagogica Bucuresti, 1960. 70.Gaiginschi, R., Zatreanu Ghe., Motoare cu ardere interna, Editura Ghe Asachi, 1995. 71.Gaiginschi, R., Zatreanu Ghe., Motoare cu ardere interna, Editura Shakti, 1997. 72.Gardner, R.F., Waring, J.R., Marrs, T.C. General Motors Computer Controlled Coil Ignition. SAE.No.860249 International Congress and Exposition Detroit, Michigan, February 24-28, 1986. 73.Gebhardt, K. Electronik im Pkw. Adam Opel AG, PR- Programme, Russelsheim, 1989. 74. Geist M, The harmonisation of a broad spectrum engine program with prospective IMO regulations, MARIENV 95, Tokio. 75. Geist,M., Holtbecker R., Low and medium speed diesel engines, compliance with prospective emission regulations, ASME 1995, Technical Fall Conference, Milwakee, 1995 76.Grunwald, B. Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere. Bucuresti, Editura didactica si pedagogica, 1980. 77.Grunwald, B., Iancu, S. Control and Guverning of Spark Ignited Engine operation by Electronic Control Units. CONAT, Brasov University, 1984. 78.Giles, J.G., Engine Design, vol.2. Iliffe Books Ltd. 1968. 79. Heywood J.B. Internal Combustion engine fundamentals, Massachusetts Institute of Technology MIT Mc Graw-Hill 1988. 80 Hilohi C., UntaruM., Soare I., Druta Gh., Metode si mijloace de incercare a automobilelor, Editura tehnica, 1982 81.Hoffmann, V., Ionescu, A., Vestemean, N. Termotehnica si masini termice.Curs litografiat, Brasov, 1979. 82.Ho You, A., Moynihan, A. A Distributorless Engine Management System EEC IV. Ford Motor Company Limited, Research 7 Engineering Centre, England. 83.Hosoda, H., A microcomputer-Based System for Electronic Engine Control Unit Development, IEEE Transactions on Industrial Electronics (SUA) Vol.IE-30 nr.2/1983 84.Ikeura, K.L., Hosaka, A. Yano, T. Microprocessor Control Brings About Better Fuel Economy with Good Drivability. SAE, No.800056, 1981. Nissan Motor Co.Ltd. 85.Ionescu,E. Erlitz,I.Bobescu,Gh. Motoare termice si masini de tractiune pentru transporturi forestiere, Editura didactica si pedagogica Bucuresti, 1964. 86.Iorga, D., Motoare cu ardere interna, vol.1 Institul Politehnic "Traian Vuia" Timisoara 1989. 87.Iordache, P. Masurarea electrica a marimilor neelectrice. Universitatea Transilvania Brasov, 1992. 88.Ispas, St., Motorul turboreactor, Editura Tehnica, 1991 89.Janocha, H. Aktoren -Grundlagen und Anwendungen. Springer- Verlag, 1991, Berlin.

BIBLIOGRAFIE ____________________________________________________________________________

297

90.Kaji, K., Matsushige, S., Kamaru, M., Tajahashi, J., Asano, S. Development of a Knock sensor. SAE 861375, 1987. 91.Karlovitz, K., Cutiuta cu surprize, Revista Autopro, nr.9/1995, pag.60-61 92.Kershaw, T.J., Gibson, D. The ERIC System (Electronically Regulated Ignition and Carburation). Austin Rover U.K., 1989. 93.Kershaw, T.J., Hurden,J.A. The ERIC System, One Year On. Engine Management Systems, Rover Group, Gaydon Test Centre, England, 1990. 94.Kiencke, U. Modulares Konzept fur Motorsteuerungssysteme -Modular concept for engine control systems. VDI, Berichte Nr.819, pag. 455-468, 1990. 95.Koehler, K.H., Pagel, E.O. Microcomputer-Controlled Engine Management for the Audi Quadro. SAE.No.830424. 96.Kono, S., Motooka, H., Nagao, A. Prediction of Combustion in Spark Ignition Engine by Simulation Model. International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, September 4- 6,1985, Tokyo, Japan. 97.Kono, M., Tsukamoto, T., Iinuma, K. Fundamental Study on the Modeling of Flame Propagation in Constant Volume Vessels. International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, September 4-6, 1985, Tokyo, Japan. 98.Konopa, R.L. DIS Ignition-Direct Ignition System. -Delco Remi Division, Italy, 16 may 1985. Kremer, H., Nox Entstehung in feuerungen, TB 310 VGB Kraftwerkstechnik, essen 1994 99.Kramer, K., Frankle, G. Electronic diesel control (EDC) for commercial vehicle engines. Automobil Industrie-Germany Nr.1/1987. 100.Kupe, J., Wilhem, H., Adams, W., Comparatie intre sistemele de aprindere cu plasma si sistemele standard, SAE Technical papers Nr.870608/1987, pag 10. 101.Kuratle, R., Motoren-meBtechnik, Vogel Fachbuch, 1995. 102.Lasseson B, Marforio K., Tehnici de diagnosticare a arderii la MAS, Lund Institute of Technology, Suedia, 1990 103.Lucht, R.P., Rankin, D., Walter, T., Dreier, T., Bopp, S. Heat Transfer in Engines: Comparation of Cars Thermal Boundary Layer Measurements and Heat Flux Measurements. SAE 910722 International Congress and Exposition Detroit, Michigan, February 25- March 1, 1991. 104.Mackenzie, N.S., s.a. Arta de a preda si arta de a invata, Editura Didactica, 1975. 105. Makansi J., Special Report Controlling SO2 Emissions Power, March 1993 106.Marinescu, Al.,s.a Aerodinamica si dinamica elicopterului, Editura Academiei Romane, Bucuresti, 1992. 107.Moore, A.D., Inventie, descoperire, creativitate, Editura enciclopedica Bucuresti, 1975. 108.Manea C, Caracteristici si solutii constructive folosite la motoarele de tractiune, Academia Militara Bucuresti, 1969. 109.Manea L., Manea A.,1. Motoare termice in zona portuara vol. I , Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1994 110.Manea L., Manea A.,1. Motoare termice in zona portuara vol. II , Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1996 111.Manea L., Manea A. Gogan A., Motoare termice in zona portuara Indrumar de laborator vol. I , Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1995 112.Manea L., Manea A. , Motoare termice in zona portuara Indrumar de laborator vol. II , Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1998 113.Manea L., Manea A. , Motoare termice in zona portuara Indrumar de laborator vol. II , Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1998 114.Manea L., Dragalina A. , Motoare termice in zona portuara Indrumar de proiectare, Reprografia Universitatii "Ovidius" Constanta, 1995 115. Manea L, Serban E., Surugiu I., Manea A.,Fuel Economizer, a VI-a Conferinta Nationala de Motoare, Automobile, Tractoare si Masini Agricole, Brasov, 25- 26.11.1988, vol I, pag.169. 116.Manea, A., Manea, L., Mihalcea, M., Seitz, N. Development of An Electronic -Map Data- Spark Advance Unit. ESFA, Bucuresti 25-26 Octombrie, 1991. 117.Manea, A., Manea, L., Seitz, N., Surugiu, I. Development of a Knock Control System. ESFA, Bucuresti 25-26 Octombrie 1991. 118.Manea, A., Manea, L., Vasilescu, C., Surugiu, I. Sistem de detectare si control al detonatiei. A Doua Conferinta Nationala de Termotehnica, IMC, Constanta, 29- 30 mai, 1992.


298

119.Manea, L., Manea, A.,. Mecatronica automobilului modern, vol.1, Editura Matrix Rom Bucuresti, 2000, ISBN 973-685-090-0 120.Manea, A., Manea, L., Mecatronica automobilului modern, vol.2, Editura Matrix Rom Bucuresti, 2000, ISBN 973-685-097-8 121.Manea, A., Manea, L. Electronica pe automobil si conceptul de integrare sistemica. a-V-a Cosfatuire Nationala, Universitatea din Pitesti, 20-21 noiembrie 1992. pag 87-93. 122.Manea, A., Manea, L. Determinarea frecventei tipice de vibratie a motorului M 036 la arderea detonanta. a-V-a Conferinta Nationala, Universitatea din Pitesti, 20-21 -noiembrie 1992, pag.75-80. 123.Manea, A., Manea, L., Mihalcea, M. Electronic Map Data Spark Advance Unit a step to the best carburation of the fuel. a-V-a Conferinta Nationala, Universitatea din Pitesti, 20-21 noiembrie 1992. pag.95-98. 124.Manea, A., Manea, L., Surugiu, I. Knock Control System and its place in the informational circuit of the Ignition System, for Spark Ignited Engines. a-V-a Conferinta Nationala, Universitatea din Pitesti, 20-21 noiembrie 1992, pag.99-102. 125.Manea, A., Manea, L., Mihalcea, M. Unitate de control, cu microprocesor, a aprinderii, de generare digitala a curbei de avans la MAS. CONAT Universitatea Brasov, 18-20 martie 1993, vol.III, pag. 281- 286 126.Manea, A., Manea, L., Traductoare necesare pentru distributia statica a inaltei tensiuni la motoarele cu aprindere prin scanteie. CONAT Universitatea Transilvania Brasov, 18-20 martie 1993, vol.III, pag. 287- 296. 127.Manea, A., Manea, L., Mihalcea, M., Surugiu, I. Implementarea unei Aprinderi Electronice Integrale la motorul M 036 -Oltcit Club 11R. CONAT, Universitatea Transilvania Brasov,18-20 03 1993, vol. III, pag. 297- 307. 128.Manea, A., Mihalcea, M., Manea, L., Surugiu, I. Automat pentru comanda numerica a aprinderii cu distributia statica a scinteii la MAS. CONAT Universitatea Transilvania Brasov, 18-20 martie 1993, vol. III, pag. 305-311. 129.Manea, L., Manea, A., Traductor de turatie pentru implementarea unei A.E.I. la motoarele autoturismelor Oltcit, Conferinta Internationala a Universitatii Tehnice din Chisnau, Republica Moldova, 2-3 iunie 1994, vol.1, pag.16. 130.Manea, L., Manea, A., Contributii la studiul posibilitatilor de implementare a unei AEI la M036 Oltcit Club, Conferinta Nationala de Termotehnica si Masini Termice, Universitatea Tehnica Timisoara, 3-4 iunie 1994, vol.3, pag.205. 131.Manea, L., Manea, A., Controlul arderii cu detonatie la MAS, a-II-a Sesiune de Comunicari a Universitatii „Constantin Brancusi”, Targu Jiu, Sectiunea Termoenergetica, pag.213, 3-4 iunie 1994, si la a VI-a Conferinta de Autovehicule Rutiere CAR'94, Universitatea din Pitesti, 10-12 noiembrie 1994, vol 4, pag.81. 132.Manea L., Manea A., Posibilitati de utilizare a logicii fuzzy la controlul generarii numerice a unghiului de avans la MAS, the third BUFSA- International Conference on Fuzzy Logic and Artificial Inteligence, Institutul Politehnic Bucuresti, 133. Manea L., Manea A, Verificarea modelului experimental de aprindere electronica integrala realizat in varianta constructiva pentru motorul M036, A VI-a Conferinta Nationala de Autovehicule Rutiere CAR'94, Universitatea din Pitesti, 10 – 12 noiembrie 1994,vol.4, pag.103. 134. Manea L., Manea A Implementarea controlului numeric al unghiului de avans la motorul L.30, Conferinta de automobile si tractoare cu participare internationala CONAT96, Universitatea „Transilvania” Brasov, 13-15 noiembrie 1996, vol.3 pag.197. 135. Manea A., Manea L Generarea unghiului de avans la MAS in condtiile obtinerii unei minimizari a procentului de noxe din gazele de evacuare, Conferinta cu participare internationala TECHNONAV 98, Universitatea „Ovidius” Constanta, vol I, pag.15, 21-23 mai 1998, Constanta.ISBN 973-9367-10-0. 136.Manea A., Manea L Inference Engine of an Expert System with Fuzzy Logic Control for Spark Ignited Engines,., MOTAUTO 99 Scientific-Technical Conference of Internal Combustion Engines and Motor Vehicles, 13-15 octombrie 1999, Plovdiv, Bulgaria; vol. I, pag 36-40, ISBN 954-90272-2-8; 137.Manea L., Manea A., Posibilities of Using Fuzzy Knock Loop Control in Electronic Advance Control Modules for an Optimum Burning in the Spark Ignited Engines, MOTAUTO 99 Scientific-Technical Conference of Internal Combustion Engines and Motor Vehicles, 13-15 octombrie 99, Plovdiv, Bulgaria; vol. I pag 41-45, ISBN 954-90272-2-8;

BIBLIOGRAFIE ____________________________________________________________________________

299

138.Manea L., Manea A., Buzbuchi N An application of fuzzy logic controllers in process control of modern diesel engines-RT-FLEX TYPE, MOTAUTO 99 Scientific-Technical Conference of Internal Combustion Engines and Motor Vehicles, 13-15 octombrie 99, Plovdiv, Bulgaria; vol. I, pag 46-50 ISBN 954-90272-2-8; 139. Manea L., Manea A., Optimizarea fuzzy a unghiului de avans la injectie la motoarele Diesel, Revista Inginerilor de automobile RIA, vol XI nr.1-2 / 2000. pag 33, ISSN-1222 – 5142. 140.Mardarascu, R., Hoffmann, V., Abaitancei, D., Motoare pentru automobile si tractoare. Editura didactica si pedagogica, Bucuresti, 1968. 141.Matthew, H., Influenta gazodinamicii asupra dezvoltarii nucleului de flacara si variatiei ciclice la motoarele cu aprindere prin scanteie, SAE Technical Papers, Nr.980991, 1989 142.Messoubre, J. A Multiplexed Wiring System for Cars and its Electronics, a-IIa Conferinta internationala de Electronica pentru automobile, Londra, 1979. 143.Mondiru, C. Autoturisme Dacia. Editura Tehnica, Bucuresti,1990. 144.Montara, A., Pellegrino, A., Electronica applicata al motore: verso i controlli in loop chiuso. AO75 E1C2-Z, Centro Ricerche Fiat SpA, AMMA, No.12/1983. 145.Nagy, T., Radu, Gh. Motoare pentru automobile. Universitatea din Brasov, 1986. 146.Nakano, J., Kawai, M., Ono, H., Nishiura, K. Development of new diagnostic systems for electronic engine controls. No 89136.20 The ISATA Conference, Florence, 1988. 147 Negrea D., Motoare cu ardere interna, Editura Tehnica Bucuresti 1999 148 Negrea D., V., Sandu V., Combarterea poluarii mediului in transporturile rutiere, Editura Tehnica Bucuresti 2000 149.Negrus, E., Soare, I., Tanase, I., Bejan, N. Incercarea autovehiculelor. Editura didactica si pedagogica, Bucuresti,1984. 150. Negurescu N., Pana C., Popa M.G., Motoare cu ardere interna, Editura Matrix rom, Bucuresti 1995 151.Nicolau, E.,s.a.Manualul inginerului electronist, Masurari Electronice, Editura tehnica, Bucuresti, 1979 152.Niggemeier, H., Troll, H.,s.a., Noile motoare cu sase cilindri ale fimei BMW, MTZ-Motortechnik Zeitubg, Nr.3 / 1990 153.Numazawa, A., Automotive Electronics in passenger Cars, International Congress on Transportation Electronics, IEEE-SAE Convergence, 1988 154.Okamoto, H., Traffic Control in Japan and Development of Advanced Mobile Traffic Information and Communication System (AMTICS), JSK International Symposium, 1989 155. Pana C., Popa M.G., Negurescu N., Motoare cu ardere interna, Editura Matrixrom, Bucuresti 1997 156.Papadopoulos S. Reduktion der stickoxidemissionen des direkteinspritzenden Dieselmotors durch Dieselplwassereremulsionen bzv. Wassereinspritzung, Disertation ETH Zurich 1987. 157.Pischinger, F., Kollmeier, H.P., Spicher, U. Das Klopfen im Ottomotor -Ein altes Problem aus neuer Sicht. Institut fur Verbrennungskraftmaschinen und Thermodynamik, TU-Graz april, 1987. 158..Popa B,., Bataga, N., Cazila, A., Motoare pentru autovehicule, Editura Dacia 1982. 159..Popa B,., Sandor.L., Nagy G., Simedreea T., Bujia, Editura Tehnica 1962. 160.Pruiu, A., Calculul termic al motoarelor navale, Institutul de marina civila Constanta, 1993 161.Pruiu, A., Motoare cu aprindere prin comprimare, Institutul de marina civila Constanta, 1995 162.Rumphorst von M., Ein neues elektronisches Hochdruck- Einspritzsystem fur Dieselmotoren, Revista MTZ nr.56 (3) /1995, Germania 163.Saito, K., Mijloace optice de masurare in timp real a opacitatii gazelor de evacuare si concentratiei substantelor poluante la motoarele Diesel, SAE, Technical Papers, Nr.881319, pag.1-9. 164.Schmillen, K.P., Rechs, M. Different Methods of Knock Detection and Knock Control. SAE-910858, International Congress and Exposition, Detroit, Michigan, February 25-March 1, 1991. 165.Schissle, E. Sensortechnik und MeBwertaufnahme. Vogel Buchverlag, 1992, ISBN 3 -8023- 0470 -5, Germany. 166.Scolari, P. Car Electronics. Product Engineering-Automotive Electronic Systems-Fiat auto, 1990. 167. Sesefschi S., Motoare cu explozie, Editura Cartea romaneasca, Bucuresti, 1928. 169.Seitz, N., Enache, V., Vulpe, V., Florea, D., Carsteanu, S., Matlac, I., Nemesnic, Gh. Echipament electric si electronic pentru autovehicule. Curs litografiat, Universitatea din Brasov, 1987. 170.Smetana, G., Problemele formarii amestecului la motoarele cu aprindere prin scanteie, MTZ-Motortechnik, Nr.5, 1989, pag 221 - 222. 171.Spicher, U., Kroger, H. Flame propagation diagnostics in engines by multi optical fibers tehnique. Second International Conference on Methodology and Innovations in Automotive Experimentation, Florence, Italy, November 22-25, 1988.


300

172.Spicher, U., Krebs, R. Optical Fiber Technique as a Tool to Improve Combustion Efficiency. SAE 902138, International Fuels and Lubricants Meeting and Exposition Tulsa, Oklahoma, October 22-25, 1990. 173.Spicher, U., Kollmeier, H.P. Detection of Flame Propagation During Knocking Combustion by Optical Fiber Diagnostics.International Fuels and Lubrications Meeteng and Exposition, Philadelphia, Pennsylvania, October 6-9, 1986. 174.Stamm, D. Forschungskonzepte fur zukunftige Motorelektronik. VWTE 000465, Volkswagen A.G., Germany. 175. Stebler s.a. Reduction of Nox emissions of DI diesel engines by application of the Miller system: An experimental and numerical inveestigation SAE Paper 960844 176.Stratulat, M. Electronica automobilului. Almanah auto 1990, pag 67-71, Bucuresti. 177.Stratulat, M., Copae,I. Instalatii de alimentare cu benzina. Editura Militara, Bucuresti, 1990. 178.Stratulat, V., Copae, I., Instalatii moderne de alimentare la MAS, Editura Tehnica, Bucuresti, 1991. 179.Tabacu, I., Cristea, D., s.a. Motorul, sursa de energie vibrao-acustica pe autoturisme, a-V-a Conferinta Nationala, Universitatea din Pitesti, 20-21 noiembrie 1992, pag.159-166. 180.Taraza D, Dinamica motoarelor cu ardere interna, Editura didactica si pedagogica Bucuresti, 1985 181.Taraza D, Belei A., Minculescu S., Aplicatii si probleme de motoare termice, Editura didactica si pedagogica Bucuresti, 1981 182.Tecusan, N., Ionescu, E., Tractoare si automobile, Editura didactica si pedagogica Bucuresti, 1982 183.Vanseidt,I. Motoare Diesel navale, Editura tehnica Bucuresti 1957. 184.Vasilescu, C.A. Combaterea produsilor poluanti emisi de motoarele autovehiculelor, Editura Academiei Romane, Bucuresti, 1975. 185.Vasilescu, C.,A., Motoare de avion cu piston, Litografia Institutului Politehnic Bucuresti, Bucuresti 1974 186.Vasilescu, C.,A., Faur, S., s.a., Corelatiile dintre combustibilul lichid si motorul cu ardere interna, EdituraAcademiei Romane, Bucuresti, 1972. 187. Velji A. s.a., Water to reduce Nox emissions in diesel eengines, a basic study, CIMAC 1995 Interlaken. 188. Vollenweider, J., s.a. Residual fuels in emission controlled diesel engines CIMAC 1995 Interlaken. 189. Vollenweider, J., s.a. SCR research on a two stroke HFO engine ImarE London, 1984 00. Vollenweider, J., s.a. SCR Konzept fur Grossdieselmotoren Abschlussbericht des NEFF Projektes Nr.522 /1995 190.Zeldovich, J., The oxidation of nitrogen in combustion and explosions, Acta psysicochim 21, USSR,1946 191.Zglavuta,E.,Dumitru,I. Locomotive Diesel Hidraulice, Editura tehnica, Bucuresti 1979. 192.Zugravel, M, Giurca V., Homuntescu C.A., Motoare cu ardere interna, Institutul politehnic Iasi,1983. 193. *.*.*. Manualul motoristului vol.1,2. Editura militara, 1964 194.*.*.*.Accensione Elettronica ad ancipio statico M.Marelli Microplex. Delta HF Integrale Diagnoze Service Cart. Cap.55, pag.488-491. 195.*.*.*.Controllo detonazione per motori turbo. Descrizione HW/SW de la versione sperimentale CEM per motore 4 cil. 2000 cc Turbo, Alfa Romeo, 1987. 196.*.*.*.Mechanical Vibration and Shock Mesurements. Naerum, Bruel & Kyaer, 1990 197.*.*.*.Electronique appliquee au moteur. Cahier technique, Bosch, 1990. 198.*.*.*.Sistemul K Jetronic. Caiet tehnic, Bosch, 1991. 199. *.*.*. Lloyd Register Marine Exhaust Emissions Research Programme, 1995 200.*.*.*.CIMAC Exhaust emissions measurement recommendations for reciprocating engines and gas turbines, No.12 –1991. 201. *.*.*.ISO 8178 reciprocating internal combustion engines , Exhaust emmisions measurement –Part.1 Testbed measurement of gaseous and particulate emissions 202. *.*.*.ISO 9096 Stationary source emissions – determination of concentration and mass flow rate of particulate material in gas-carrying ducts- manual gravimetric method. 203. *.*.*.ABB Verfahren und Vorrichtung zur hochdruckseitigen Abgasrezirkulation an einer aufgeladenen Brennkraftmaschine, Patent pending 1994 205. * * * Wartsila NSD Switzerland Ltd. Verfahren zum Durchfuhren des Verfahres, Patent 1993. 206.*.*.*.Sistemul L Jetronic. Caiet tehnic, Bosch, 1991.

BIBLIOGRAFIE ____________________________________________________________________________

301

207.*.*.*.Sistemul complex aprindere carburatie Motronic. Caiet tehnic, Bosch, 1991. 208..*.*.*.Colectia revistei Autoturism 209.*.*.*.Colectia revistei Inginerilor de Automobile 210.*.*.*.Colectia revistei Tehnium 211.*.*.*.Catalog Kistler Instrumente, Elvetia, 1996. 212.*.*.*.Colectia Revistei Autopro, Romania, 1994-2000 213.*.*.*.Colectia Revistei Autotest, Romania, 1994-2000 214.*.*.*.Colectia Revistei Autoturism, Romania, 1980-2000 215.*.*.*.Colectia Revistei Autoclip Romania, 1995 216.*.*.*.Colectia Revistei MTZ, Germania, 1990-1996 217.*.*.*.Colectia Revistei Automotive Engineering, SAE, USA 1999-2001 218.*.*.*.Colectia Revistei Technologie , Germania, 1990-1996 219.*.*.*.FIAT Auto Catalog Electronica pe automobile, FIAT Dept, 1990. 220.*.*.*.Informationi tehnice specifice del sistem Digiplex 2 electronic ignition Magnetti-Marrelli Manual de assistenza tehnica 4/86, Milano, Italia. 221.*.*.*.Mazda RX-7 Turbocharger. Workshop Manual Supplement 1132- 10- 85J, Mazda Motor Corporation, Dec 1986, Japan. 222.*.*.*.Transducer`s Catalog. P.C.B. Piezotronics Inc., New York, 1992. 223.*.*.*.Schema a blocchi ed analisi del funzionamento dei sistemi di accensione Magnetti Marelli. Direzione commerciale Ass.Tecn. /Addestramento tecnologico, Fiat.Spa. Italy. 224.*.*.*.Siemens Electronic im PKW. Siemens A.G.Catalog 1990, Regensburg, Germany. 225.*.*.*.Toyota Engine Tehnology-Line Up. Toyota Motor Corporation. Aichi, Japan, 1990. 226.*.*.*.`89 Valencia HCS-Motoren Vollelektronisches Zundsystem (DIS). Techniker-Produktschulung Ford, Germany, Januar, 1989. 227. *.*.*.Bruel Kjaer, Instrumente pentru masurarea vibratiilor si metode de analiza de semnal, Catalog firma, 1990. 228.*.*.*. Firma Kistler, Catalog firma Kistler Instrumente, 1996.

CUPRINS

I

CUPRINS

1. NOŢIUNI DE BAZĂ PRIVIND MOTOARELE UTILAJELOR PORTUARE 1.1. Definiţii şi noţiuni introductive ………………………………………...…. 1 1.1.1. Definiţii generale ...…………………………………………….…. 1 1.1.2. Noţiuni introductive …………….………………………………… 3 1.2. Clasificarea motoarelor cu ardere internă (M.A.I.) cu piston ………... 11 1.3. Principiile de funcţionare ale motoarelor de utilaje portuare ………… 35

1.4. Dispunerea motorului termic şi a transmisiei de putere în ansamblul instalaţiei de propulsie a utilajelor de transport din zona portuară .... 55

2. PROCESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR 2.1. Rolul proceselor de schimbare a gazelor ……………………………… 70 2.2. Procesele de schimbare a gazelor la MAI cu piston în patru timpi nesupraalimentate (MAI4TNS) …………………………………………. 71 2.3. Procesele de schimbare a gazelor la MAI2T navale …………………. 109

2.4. Umplerea forţată prin supraalimentare la motoarele cu ardere internă …………………………………………………………………….. 132

2.4.1. Consideraţii generale ……………………………...…………….. 132 2.4.2. Clasificarea sistemelor de supraalimentare …………………… 135 2.4.3. Particularităţi ale procesului de schimb de gaze la motoarele supraalimentate ……………………………………... 145 2.4.4. Factorii care influenţează supraalimentarea ………………….. 148 2.4.5. Particularităţile supraalimentării motoarelor cu aprindere prin scânteie ………………………………………………………. 161 2.4.6. Particularităţile supraalimentării motoarelor navale …………... 162 3. PROCESUL DE COMPRIMARE AL FLUIDULUI MOTOR 3.1. Rolul, importanţa şi localizarea procesului de comprimare în desfăşurarea ciclului motor ……………………………………………… 166 3.2. Durata procesului de comprimare …..………………………………….. 168 3.3. Desfăşurarea procesului de comprimare …………………………….... 169 3.4. Influenţe asupra comprimării ………….………………………………... 172


II

4. PROCESUL DE ARDERE 179 I. Arderea la motoarele cu aprindere prin scânteie (M.A.S.) ……………………. 186 4.1. Studiul arderii normale la M.A.S. …………………….………………… 195

4.1.1. Apariţia scânteii electrice, a nucleului de flacără, frontului de aprindere şi a frontului de flacără ……….…………………...… 195

4.1.2. Studiul arderii pe baza diagramelor pV şi p - α ……………... 198 4.2. Studiul arderii anormale la M.A.S. ………………………….………….. 203 A. Arderea cu detonaţie ………………………………………………………. 203 4.2.1. Limita la detonaţie şi eficienţa combustiei ……………………... 203 4.2.2. Manifestările exterioare ale arderii detonante ………………… 204 4.2.3. Investigaţia experimentală ………………………………………. 205 4.2.4. Direcţii de combatere a detonaţiei ……………………………… 208 4.2.5. Funcţionarea motorului la detonaţie din punctul de vedere al teoriei arderii anormale …………………………………………. 209 B. Arderea cu aprinderi secundare ………………………………………….. 211 4.3. Influenţa diferiţilor factori asupra arderii la M.A.S. ……………………. 213 II. Arderea la motorul cu aprindere prin comprimare (M.A.C.) …………………... 234 4.4. Particularităţile arderii la MAC ………………………………………..…. 234 4.5. Analiza procesului de ardere la MAC ………………………………….. 236 4.6. Influenţa diferşilor factori asupra procesului de ardere în motoarele cu aprindere prin comprimare (MAC)…………………………………... 242 4.7. Studiul camerelor de ardere la MAC …………………………………… 253 4.7.1. Camerele de ardere nedivizate ……………………………..... 254 4.7.2. Camerele de ardere divizate ………………………………….. 265 4.7.3. Camerele de ardere hibrid …………………………………….. 273 4.7.4. Analiza comparativă a camerelor de ardere ale M.A.C. …… 274 5. PROCESUL DE DESTINDERE

5.1. Analiza desfăşurării procesului de destindere în cadrul ciclului motor …………………………………………………………….. 278

5.2. Aspecte teoretice şi experimentale ale procesului de destindere …... 279 5.3. Parametrii fluidului motor la sfârşitul procesului de destindere ……... 284 5.4. Influenţa diverşilor factori asupra procesului de destindere ………… 288 Bibliografie …………………………………………………………………………. 294

Documents

Motoare termice-Manual