Calculul Termic

Calculul Termic

Byadmin ianuarie 1, 2024

1. Introducere

Dezvoltarea motoarelor cu ardere internă este marcată de concentrarea periodică a soluțiilor tehnice ceea ce are adesea ca rezultat concepete noi. Un asemenea proces apare în domeniul formării amestecului carburant unde injecția directă, aplicată cu succes la motoarele diesel, oferă un potențial remarcabil pentru dezvoltareaulterioară a motoarelor cu aprindere prin scânteie.

Acest proces este accelerat de schimbarea punctului de vedere privind dezvoltarea motoarelor cu ardere internă, de la unități zgomotoase de putere mare la sisteme de propulsie mai puțin poluante și mai raționale.

Din această perspectivă este necesar să se îmbine două extreme:

– minimizarea schimbului dintre motor și mediu sub forma consumului de combustibil la intrare și a poluării chimice și fonice la ieșire;

– transformarea energiei termice în lucru mecanic trebuie maximalizată;

Transformarea căldurii în lucru mecanic și efectul acesteia supra emisiilor este determinat în special de procesul de ardere, care este în general rezultatul unui mecanism de formare a amestecului aer-combustibil.

De-a lungul unui întreg secol dezvoltarea motoarelor cu aprindere prin scânteie a fost dominată de formarea în exterior a amestecului combustibil într-un carburator. Acesta a fost înlocuit cu injecția de combustibil la presiune joasă în sistemul de admisie, până la sisteme controlate electronic.

Formarea în amestecului în interiorul motorului utilizând injecția directă de benzină a fost aplicată pentru prima dată de către Robert Bosch, pentru motoare de avion, în anul 1937. Următoarele sisteme au fost dezvoltate de GUTBROD pentru motoare în doi timpi în 1952 și pentru motoare în patru timpi care echipau MERCEDES 300SL în 1956. La aceste motoare criteriul cel mai important ân ceea ce privește dezvoltarea era puterea efectivă și nu consumul sau nivelul emisiilor poluante.

Totuși, formarea amestecului în exteriorul motorului (înainte de evacuarea gazelor arse în ciclul anterior), prin utilizarea unui carburator sau a unei injecții de combustibil în sistemul de admisie, are două avantaje importante:

– durata mai mare pentru realizarea amestecului carburant;

– condițiile de fluido-dinamice sunt mai bine controlate;

Durata mai mare disponibilă pentru formarea amestecului se bazează pe faptul că este practic independent de procesele care se desfășoară în cilindrul motorului. Injecția de combustibil în sistemul de admisie (sub forma unui proces continuu sau a unuia secvențial) permite o durată mai mare a formării amestecului înainte de aprindere și o traiectorie mai lungă a jetului, care este avantajoasă în ceea ce privește atomizarea și vaporizarea înainte de pătrunderea în cilindru.

Condițiile bune fluido-dinamice pentru formarea amestecului înainte de evacuarea gazelor arse se datotează în principal propagării undelor de aer în interiorul conductelor din sistemul de admisie, caracterizată prin viteză și direcție bine definite cu efect benefic asupra atomizării și modului de distribuție a picăturilor de combustibil.

În plus, aerul din conductele de admisie este o fază omogenă a unui singur component la presiune joasă, fără variații semnificative și fără contact cu zone în care sunt gaze arse.

Toate aceste condiții în care se realizează formarea amestecului în exteriorul motorului contribuie la simplificarea cerințelor privind sistemul. De exemplu, o presiune de injecție de 0,4-0,5 MPa este suficientă pentru bună atomizare și distribuție a aerului dacă se utilizează un sistem de injecție cu conductă comună.

Pe de altă parte, formarea în exterior a amestecului prezintă dezavantaje în ceea ce privește principiul care este determinat în consumul de combustibil și emisiile poluante. Unul din aceste dezavantaje este scăparea fluidului proaspăt în galeria de evacuare ca urmare a suprapunerii deschiderii supapelor. Acest dezavantaj este amplificat în cazul motoarelor în doi timpi, la care scăpările sunt cu 30% mai mari.

Un alt dezavantaj rezultă ca efect al omogenitășii fluidului proaspăt introdus în cilindru. Un amestec apropiat de cel stoichiometric este benefic pentru o degajare de căldură avantajoasă. Pentru a asigura aprinderea amestecului aer-benzină la sarcini parțiale omogenitatea amestecului preformat impune reducerea proporțională a ambilor componenți (aer și combustibil) pentru a se păstra amestecul stoichiometric. De aceea, unica posibilitate de reducere a sarcinii este o gâtuire a fluidului proaspăt la admisie, ceea ce are ca efect reducerea randamentului termic și, astfel, o creștere a consumului specific de combustibil.

De asemenea, în timpul formării amestecului în sistemul de admisie nu poate fi evitat contactul direct cu pereții conductelor. În consecință, în interiorul conductelor de admisie apar concentrații locale de combustibil din cauza undelor de aer sau a contactului parțial dintre jet și pereți sau dintre jet și supape.

În interiorul camerei de ardere impactul dintre picăturile de combustibil și pereți, cauzat de condițiile de curgere din timpul procesului de admisie, provoacă o ardere incompltă ca urmare a lipsei locale de oxigen sau a unei cinetici chimice necorespunzătoare ca urmare a temperaturii reduse a pereților.

Ambele aspecte menționate au implicații negative, în special în ceea ce privește emisiile poluante.

Formarea amestecului, după s au în timpul procesului de evacuare, prin injecția de combustibil în cilindru oferă posibilitatea de a elimina dezavantajele prezentate anterior și generează un potențial pentru îmbunătățirea procesului:

– evitarea gâtuirii la sarcini parțiale prin stratificarea amestecului în două zone:

– o zonă cu amestec stoichiometric omogen aer-combustibil fără dicontinuități și fără granițe bine definite, care înconjoară zona bujiei;

– o zonă cu aer pur care înconjoară prima zonă, care împiedică reacțiile chimice sau un transfer intensiv de căldură cu pereții camerei de ardere;

– creșterea raportului de comprimare, ceea ce are ca și consecință o mărire a randamentului termic. Condiția de bază pentru o asemenea măsură este o limită superioară la detonație, obținută în acest caz prin durata scurtă de formare a amestecului, respectiv prin concentrarea amestecului stoichiometric în zone mai mult sau mai puțin compacte, în funcție de sarcină.

– mărirea temperaturii maxime a amestecului, care are ca și consecință o creștere a presiunii medii efective;

2. Calculul termic pentru M.A.S. convențional

Calculul termic al M.A.S. cu admisie normală se dezvoltă pe baza ciclului motor generalizat pentru motoare cu ardere internă (fig. 2.1).

Fig. 2.1 Ciclul motor generalizat pentru M.A.I.

Acest ciclu are la bază următoarele ipoteze:

– în timpul procesului de evacuare presiunea este considerată a fi constantă la valoarea pg;

– în timpul procesului de admisie presiunea este considerată a fi constantă la valoarea pa;

– la începutul cursei de admisie (pistonul în p.m.i.; unghiul de manivelă α=0 0RAC), presiunea din cilindru (pcil) este egală cu presiunea de evacuare pg;

– procesul de comprimare a-c este considerat a fi unul politropic cu exponent constant mc;

– procesul de ardere este împărțit în trei faze:

– ardere izocoră (d-y) cu exponenții mdc pe intervalul d-c, respectiv mc-y pe intervalul c-y. De asemenea se consideră că presiunea variază liniar, cu o viteză constantă de creștere a presiunii . În această fază arde o cantitate însemnată de combustibil și presiunea crește brusc din cauza micșorării volumului camerei de ardere și degajării de căldură (d-c) și datorită degajării unei cantități mari de căldură care are un efect mai mare decât tendința de scădere a presiunii din cauza creșterii volumului instantaneu al camerei de ardere (c-y). În punctul y se atinge valoarea maximă a presiunii.

– ardere izobară y-y’ în care efectul degajării de căldură este compensat de efectul creșterii volumului camerei de ardere. În punctul y’ se atinge valoarea maximă a temperaturii.

– ardere izotermă y’-t se degajă restul căldurii utile, dar efectul creșterii volumului camerei de ardere provoacă scăderea presiunii din cilindru. Pe acest interval temperatura se menține constantă, la valoarea maximă.

– procesul de destindere t-b se consideră că este politropic și se desfășoară cu exponent constant md;

Se va determina presiunea, temperatura și volumul relativ (raportat la cel minim) în punctele caracteristice din fig. 2.1.

2.1. Calculul procesului de schimbare a gazelor

Procesul de schimbare a gazelor include evacuarea gazelor arse din ciclul anterior și admisia fluidului proaspăt în cilindru.

Parametrii generali utilizați la calculul termic al motorului sunt:

-Numărul de cilindri ai motorului:

i=4 cilindri , s-a ales pe baza datelor statistice din literatura de specialitate

-Numărul de timpi ai motorului:

=4 timpi , s-a ales pe baza datelor statistice din literatura de specialitate

-Puterea efectivă:

Pe=66 KW , impusă prin tema de proiect

-Turația corespunzătoare puterii maxime:

nP=5400 rot/min , impusă prin tema de proiect

-Viteza medie a pistonului:

, s-a ales pe baza datelor statistice din literatura de specialitate

-Raportul de comprimare:

=10,3 , s-a ales pe baza datelor statistice din literatura de specialitate

-Coeficientul de exces de aer:

Se recomandă valori subunitare ale coeficientului de dozaj pentru performanțe superioare ale motorului și valori supraunitare pentru reducerea emisiilor de bioxid de carbon.

S-a adoptat:

=1,05 , conform [2] , pag.47

-Presiunea aerului în condiții normale de stare

paer=0,1 MPa

-Temperatura aerului în condiții normale de stare

Taer=288 K

– specifică a aerului

Ra=287 J/kgK , conform [2] , pag.47

– specifică a combustibilului

Rc=73 J/kgK , conform [2] , pag.47

Valoarile parametrilor inițiali ai procesului de schimbare a gazelor se aleg pe baza recomandărilor din literatura de specialitate luând în considerare condițiile specifice de funcționare.

Parametrii adoptați sunt următorii:

– Coeficientul de postumplere reprezintă raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt introduși după ce pistonul a început cursa de comprimare și numărul total de kmoli de fluid proaspăt reținuți în cilindru la sfârșitul procesului de comprimare.

Se recomandă: pu=(0.008…0.25) , conform [1] , Tab.2.5

Se alege pu=0,01

– Coeficientul global al rezistenței gazodinamice ale traseului de admisie definește rezistența globală a sistemului de admisie

a=(4…8) , conform [1] , Tab.2.5

Se alege a=4,2

– Coeficientul mediu de debit al secțiunii oferite de supapa de admisiune. Deoarece secțiunea de curgere este variabilă, în realitate coeficientul de debit este variabil Pentru simplificarea calculelor se consideră că acest coeficient de debit este constant.

Se recomandă: =(0.4…0.65) , conform [2] , Tab.2.5

Se alege =0,63

– Gradul de încălzire a fluidului proaspăt. La pătrunderea în cilindru fluidul proaspăt se încălzește de la pereții camerei de ardere și prin amestecarea cu gazele arse reziduale din cilindru.

Se recomandă: θ=1,06…1,15, conform [2] , Tab.4

Se alege θ=1,11

– Presiunea din cilindru la sfârșitul cursei de evacuare

Se recomandă: pg=(0,105…0,12) MPa, conform [2] , Tab.2.5

Se alege pg=0,117 MPa

– Temperatura gazelor reziduale din cilindru la sfârșitul cursei de evacuare

Se recomandă: Tg=(700…900) K , conform [2] , Tab.4

Se alege Tg=875 K.

– Densitatea aerului atmosferic în condițiile standardelor de încercare a motoarelor cu ardere internă:

– Densitatea fluidului proaspăt admis în cilindru

unde: – Cmin=14,47 kg aer/kg comb. – cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg. de benzină

– Exponentul adiabatic al fluidului proaspăt din galeria de admisie la motoarele cu aprindere prin comprimare este ka=1,4

-Viteza sunetului în fluidul proaspăt:

m/s

Rfp=Pa.Ra+ Pc.Rc

unde: – Pa și Pc – sunt participațiile masice ale aerului, respectiv combustibilului

Rfp=0,9382.287+0,0618.73=272,7748 kJ/kgK

m/s

– Diametrul orificiului de admisie din chiulasă se adoptă raportat la diametrul interior al cilindrului

Se recomandă: D/d0a=2,22-2,85

– Durata de deschidere a supapei de admisie

Se recomandă: ;

Se alege

– Secțiunea litrică a supapei de admisie

Se recomandă: SLSA = 5…15

Se alege: SLSA =

Gradul de umplere se calculează pe baza următoarelor sisteme de 5 ecuații care au necunoscutele , conform [2] , pag.97.

1. (2.1)

2. (2.2)

3. (2.3)

4. (2.4)

5. (2.5).

-folosind metoda substituției necunoscutelor se ajunge la următoarea ecuație cu necunoscuta .

(2.6).

Înlocuind valorile numerice ale parametrilor în relația (2.6), rezultă următoarele ecuații implicite cu necunoscuta v:

și prin aranjarea termenilor:

Ecuația se rezolvă prin încercări, și rezultă:

ηv=0,815

Se recomandă

– presiunea fluidului proaspăt din cilindru la sfârșitul cursei de admisie pa este:

(2.7)

-pa se încadrează în intervalul recomandat de literatura de specialitate pa=(0,07…0,09) MPa , conform [2].

– coeficientul gazelor reziduale are aceleași valori pentru ambele variante:

se încadrează în intervalul recomandat de literatura de specialitate , conform [2].

– temperatura fluidului proaspăt din cilindru la sfârșitul cursei de admisiune Ta este:

– se încadrează în intervalele recomandate de literatura de specialitate Ta=310…400 , conform [2].

2.2. Calculul procesului de comprimare

Rolul procesului de comprimare este de a spori randamentul termic al ciclului motor și de a crea condiții optime autoaprinderii combustibilului. Prin calculul procesului de comprimare se urmărește determinarea presiunii și temperaturii instantanee a fluidului motor din cilindru în timpul procesului de comprimare.

Calculul se face în ipoteza că procesul de comprimare este o transformare politropică cu exponentul politropic mc constant. Ecuațiile transformării politropice sunt:

(2.8)

(2.9)

– unde mc este exponentul politropic al procesului de comprimare. Conform [2] se recomandă: mc=1.31…1.37

Se alege mc=1,34 și se calculează presiunea și temperatura în p.m.i., la sfârșitul cursei de comprimare, pentru ciclul fără ardere:

Se recomandă următoarele valori:

pc=(1,5…2,5) MPa

Tc=700…930 K.

Arderea începe în punctul d (fig. 2.1), care se află înaintea p.m.i.. Din acest punct curba de presiune a ciclului cu ardere se desprinde de cea a ciclului fără ardere. Începe faza arderii izocore.

Presiunea și temperatura fluidului în punctul d se calculează astfel:

(2.10)

Unghiul de manivelă la care începe procesul de ardere

Pentru M.A.S. se recomandă: αd=340…..356 0RAC

Se adoptă αd=345 0RA

a=0,896.10-4 [2, pag. 337]

Temperatura din cilindru la începutul procesului de ardere

(2.11)

2.3.Calculul procesului de ardere

Calculul procesului de ardere se face pentru 1 kg de combustibil. Căldura degajată prin arderea combustibilului se determină cu relația :

Q=Qi kJ/kg

-unde Qi reprezintă puterea calorică inferioară a combustibilului

Qi=43524 kJ/kg.

Datorita faptului că arderea este incompletă căldura disponibilă va fi mai mică decât puterea calorică inferioară a combustibilului

Qin=Qi=43524 kJ/kg

– Căldura disponibilă:

Qdis=u.Qin

u=0,86-0,94

Se alege:

u=0,92

Qdis=0,92.43524=40042 kJ/kg

Se consideră că în prima fază a arderii presiunea are o variație liniară cu viteza .

Presiunea în p.m.i. va fi:

(2.12)

unde [2, pag. 237]

Se alege

.

Presiunea la sfârșitul primei faze a arderii:

(2.13)

αy=370…380 0RA

Se adoptă: αy=370 0RA

Se definește raportul de creștere a presiunii:

Se recomandă π=2,4….4

Se determină următoarele rapoarte volumice:

Exponenții primei faze a procesului de ardere:

– pentru intervalul d-c:

(2.14)

– pentru intervalul c-y:

(2.14’)

Temperatura fluidului în p.m.i., la sfârșitul cursei de comprimare:

Temperatura fluidului la sfârșitul primei etape a arderii

(2.15)

Coeficientul de variație chimică a numărului de kmoli în urma procesului de ardere:

Coeficientul de variație totală a numărului de kmoli

(2.16)

Amestecul inițial de gaze aflate în cilindru la începutul procesului de ardere este format din aerul care a pătruns în cilindru în procesul de admisiune și gazele reziduale rămase din ciclul anterior. Substanțele care au pătruns în cilindru la sfârșitul procesului de admisiune se numesc substanțe inițiale. Numărul de kilomoli de substanță inițială se determină cu relația:

kmol/kg comb

Numărul total de kmoli aflați în cilindru la începutul procesului de ardere:

kmol/kg comb.

Căldura degajată în prima fază a arderii (intervalul d-y):

(2.17)

– pentru amestecuri sărace

În acest caz arderea este completă și în compoziția gazelor arse intră următorii compuși: CO2, H2O, O2 și N2.

Numărul de kilomoli de din substanțele finale notate cu se determină cu relația:

Numărul de kmoli de din aerul inițial, care nu reacționează chimic, notat cu se determină astfel:

Numărul total de kmoli de substanțe rezultate în urma arderii

Numărul total de kmoli aflați în cilindru la sfârșitul procesului de ardere:

ga=fp.(c+r)=0,5326.(1,0394+0,051)=0,5807 kmol

Căldura specifică a amestecului inițial CVai:

Căldura specifică a fluidului proaspăt la temperatura Td:

Determinarea căldurii specifice a gazelor de ardere se face în funcție de participațiile masice ale fiecărui component.

Căldura specifică medie la volum constant :

Căldura specifică medie la volum constant a gazelor de ardere la temperatura Ty:

Se notează:

Se recomandă:

Fracțiunea din căldură care se degajă în faza de ardere izobară

Se adoptă: 0,69

Temperatura maximă atinsă în cilindru în timpul procesului de ardere Tmax se determină pe baza ecuației de bilanț energetic.

(2.18)

Înlocuind în ecuația de bilanț termic rezultă o ecuație de gradul doi în Ty’:

Se definesc termenii:

Se calculează unghiurile de manivelă corespunzătoare sfârșitului fazei de ardere izobare, respectiv izocore:

– Presiunea corespunzătoare punctului y’ este:

py’=py=5,478 MPa, deoarece pentru intervalul y-y’ arderea este izobară.

Parametrii fluidului la sfârșitul procesului de ardere (punctul t) sunt:

(2.19)

2.4. Calculul procesului de destindere

Destinderea este procesul în care fluidul motor cedează energie pistonului. Calculul se face în ipoteza că procesul este o transformare termodinamică politropică cu un exponent politropic md constant.Ecuațiile transformării politropice sunt:

(2.20)

(2.21)

-md reprezintă exponentul politropic al procesului de destindere

Se recomandă: md=(1.28…1.37)

Se alege: md=1,3

– pentru λ1=0,95

2.5. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

-Presiunea medie indicată se calculează cu formula:

(2.22)

– coeficientul de rotunjire a diagramei indicate

Randamentul mecanic al motorului:

Presiunea medie efectivă:

Puterea efectivă a motorului:

de unde rezultă formula de calcul a cilindreei unitare:

Se alege ψ=S/D=0,9955

rezultă

S=0,9955.80=79,64 mm; Se adoptă:S=79,6 mm

Cilindreea recalculată:

Cilindreea totală:

Vt=i.Vs=4.0,4001=1,6004 dm3

Volumul minim al camerei de ardere:

Volumul maxim al camerei de ardere:

Va=Vs+Vc=0,4001+0,043=0,4431 dm3

Randamentul indicat al motorului:

Randamentul efectiv al motorului

Consumul specific indicat de combustibil:

Consumul specific efectiv de combustibil:

Puterea litrică a motorului:

Puterea pe cilindru:

Puterea pe unitatea de suprafață:

Cap. 3. Calculul mecanismului bielă-manivelă. Uniformizarea mișcării arborelui cotit

3.1. Cinematica mecanismului bielă-manivelă

Calculul cinematic are drept scop determinarea deplasării, vitezei și accelerației pistonului pentru poziții din 150 în 150 ale manivelei (brațul arborelui cotit).

Deplasarea pistonului se măsoară față de p.m.i. (fig. 3.1).

Fig. 3.1 Mecanismul bielă-manivelă

Sp – deplasarea pistonului

(3.1)

Se definește λ=r/b raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei. Pentru M.A.S. λ=1/3….1/3,4.

Se alege =1/3

unde: r=S/2=79,6/2=39,8 mm – raza manivelei [m]

S – cursa pistonului

α – unghiul de rotație al arborelui cotit

β – unghiul dintre bielă și axa cilindrului

b – lungimea bielei

wp – viteza pistonului

(3.2)

– ω – viteza unghiulară [s-1]

unde- np=5400 [rot/min] – turația de putere

– jp – accelerația pistonului

(3.3)

Calculele sunt prezentate în tabelul 3.1.

Tabelul 3.1

3.2 Dinamica mecanismului bielă-manivelă

Forțele din mecanismul bielă-manivelă se împart în două categorii: forțe de presiune și forțe de inerție.

3.2.1. Forța de presiune a gazelor

Fp – forța de presiune a gazelor rezultă ca urmare a acțiunii presiunii gazelor din cilindru pcil și a acțiunii presiunii din carter, care se consideră egală cu presiunea atmosferică p0 (fig. 3.2).

(3.4)

– D=80 mm – diametrul alezajului

– pcil – presiunea din cilindru

– pcart – presiunea din carter

– pcart=po=0,1 MPa – presiunea atmosferică

Fig. 3.2 Forța de presiune a gazelor

Presiunea din cilindru variază în funcție de poziția pistonului. Variația presiunii este reprezentată în diagrama indicată din anexe.

Cu relațiile de mai sus se obțin valori din 15 în 15 , rezultatele fiind trecute în tabelul 3.2.

3.2.2. Forțele de inerție

La rândul lor forțele de inerție se împart în: forțe de inerție date de masele aflate în mișcare de translație și forțe de inerție date de masele aflate în mișcare de rotație

Forțele de inerție ale maselor care au o mișcare de translație:

FA – forța de inerție a maselor care au o mișcare de translație

(3.5)

Biela execută o mișcare combinată de rotație și translație. Se consideră că o parte din masa bielei (mBp) este concentrată în punctul P, de articulație cu pistonul, și execută o mișcare de translație solidar cu pistonul, iar restul (mBm) este concentrată în punctul de articulație cu fusul maneton M si execută o mișcare de rotație solidar cu acesta, cu viteza unghiulară ω a arborelui cotit (fig. 3.1).

mA=mgp+mBp

mgp – masa grupului piston [g]

La proiectarea unui motor masele se stabilesc pe baza datelor statistice.

Se alege

Se adoptă:

mp=400 g

mBp – fracțiunea din masa bielei care execută o mișcare de translație

unde mB reprezintă masa bielei

Se alege:

Se adoptă:

mB=760 g

mBp=0,275 mB=0,275.760=210 g

mA=mgp+mBp=400+210=610 g

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație:

FR – forța de inerție a maselor aflate în mișcare de rotație

(3.6)

mcot – masa neechilibrată aflată în mișcare de rotație a cotului

Se alege:

Se adoptă: mcot=660 g

mBM – masa bielei aferentă mișcării de rotație

mBM=0,725.mB=0,725.760=550 g

mR – masele neechilibrate aflate în mișcare de rotație

mR=mBM+mcot=550+660=1210 g

3.2.3.Forțele din mecanismul motor

F – forța rezultantă aplicată de piston în articulație (fig. 3.3).

Fig. 3.3 Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă

(3.7)

Forța F se descompune în două componente:

B componenta după axa bielei

(3.8)

N componenta normală pe axa cilindrului

(3.9)

Forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța B în butonul de manivelă (punctul M) și descompunând-o după două direcții:

una tangențială la maneton – forța T

(3.10)

una normală la maneton – forța ZB

(3.11)

Valorile calculate pentru aceste forțe din 150 în 150 sunt trecute în tabelul 3.2.

M – momentul motor instantaneu al unui cilindru

(3.12)

Valorile lui M sunt date tot în tabelul3.2.

Tabelul 3.2

3.3. Steaua manivelelor și ordinea de aprindere

Configurația arborelui cotit se stabilește din condiția de uniformitate a aprinderilor și de realizare a unui autoechilibraj cât mai bun. Aceasta impune un arbore cu plan central de simetrie (fig. 3.4).

Fig. 3.4 Configurația arborelui cotit și steaua manivelelor

Pentru configurația stabilită ordinea de aprindere aleasă este: 1 – 3 – 4 – 2.

Folosind relația (3.12) se poate calcula momentul motor pentru fiecare cilindru în parte. Ținând cont că cilindrii sunt identici, înseamnă ca momentul motor total produs de motor va fi suma momentelor celor 4 cilindri, cu luarea în considerare a defazajului la aprindere.

– Cil1 se găsește la 0○

– Cil 2: este în urmă cu 5400

– Cil 3: este în urmă cu 1800

– Cil 4: este în urmă cu 3600

Folosind analogia de mai sus și relația (3.12) se calculează valorile momentelor pentru fiecare cilindru în parte și momentul total al motorului, valorile fiind date în tabelul 3.3.

Tabelul 3.3

3.4. Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Calculele anterioare s-au bazat pe ipoteza că arborele cotit se rotește cu o viteză unghiulară constantă. În realitate, datorită particularităților mecanismului bielă-manivelă și a faptului că numai una din cele patru curse ale pistonului este utilă, această mișcare de rotație nu se face cu o viteză constantă. Acest lucru este pus în evidență de faptul că momentul motor total nu este constant.

Uniformizarea mișcării arborelui cotit la motoarele pentru autovehicule se face prin montarea unui volant, la capătul dinspre utilizator al arborelui cotit, care are rolul de a mări momentul mecanic de inerție al arborelui.

Jt=Jo+Jv (3.13)

Jt – momentul de inerție mecanic total

Jo – momentul de inerție mecanic al mecanismului motor

Jv – momentul de inerție mecanic al volantului

(3.14)

– gradul de neuniformitate al mișcării arborelui cotit

Se alege: δω=1/50

Se construiește diagrama momentului total al motorului și se determină prin planimetrare aria suprafeței de deasupra liniei ce reprezintă momentul mediu, mărginită de curba de variație a momentului motor A’1-2 (aria hașurată din fig. 3.5).

Fig. 3.5 Momentul motor total instantaneu total

(3.15)

unde – kM, kα – scara momentului, respectiv scara unghiului

A’1-2=2640 mm2

Se alege:

Volantul are forma unei coroane circulare (fig. 3.6).

Dimensiunile caracteristice ale volantului sunt :

– – diametrul mediu al coroanei volantului

– D1 – diametrul interior al coroanei volantului

– D2 – diametrul exterior al coroanei volantului

– b – lățimea coroanei volantului

– h – grosimea radială a coroanei volantului

Fig. 3.6 Dimensiunile principale ale volantului

(3.16)

unde: ρ=7850 [kg/m3] densitatea materialului volantului

Se recomandă b/h=0,6…2,2

Se alege b/h=1

Se alege b=20 mm și rezultă h= 20 mm

Se verifică ca viteza periferică să nu depășească valorile admise:

pt. oțel

Întrucât condiția se respectă se poate calcula cu aproximație masa volantului:

mv – masa volantului

(3.17)

4. Economia de combustibil la motoarele alimentate cu combustibili neconvenționali

4.1 Gradul de substituție a combustibilului petrolier

Substituirea combustibilului petrolier neconvențional urmărește, în primul rând, economisirea de combustibil petrolier, dar poate avea în scop și înlocuirea lui pentru a limita emisiile poluante. Din puntcul de vedere al progresului tehnic, substituirea nu trebuie să coboare, sub nivelul deja atins, un număr relativ mare de indici de perfecțiune sau de calitate a motorului de autovehicul sau a autovehiculului in ansamblu. Dintre indicii de perfecțiune a motorului se mentionează randamentul sau consumul specific de energie, densitatea de putere sau puterea litrică, emisiunile poluante chimice sau sonore, pornirea ușoara a motorului rece, siguranța în funcționare, durabilitatea, costul, cheltuileile de exploatare pentru combustibil, ulei, piese de uzură, etc. Automobilul echipat cu motor transformat trebuie să dispună de aceeași rezervă de putere pentru accelerare, să dezvolte același performanțe de accelerare si viteza maximă, să realizeze aceeași rază de acțiune între două alimentări etc.

Economia de combustibil petrolier se stabilește în raport cu consumul de combustibil petrolier înregistrat la un motor înainte de alimentarea lui cu combustibil neconvențional.

Fig. 4.1. Consumurile de combustibil

În fig. 4.1 se definesc consumurile de combustibil, în kg/h, si anume:

– consumul de combustibil standard (combustibil petrolier, adică benzina sau motorina) pretins de motor inainte de alimentare cu combustibil neconvențional (consum de referință);

– consumul de combustibl standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili, unul petrolier si unul neconvențional;

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili;

– consumul global de combustibil al motorului alimentat cu doi combustibili.

Consumul global de combustibil se referă atât la cazul în care alimentarea motorului cu doi combustibili se efectuează independent, cât și în cazul când ea este mixtă (cei doi combustibili alcătuiesc o emulsie sau un amestec oxeogen). Cosnumul este suma suma consumurilor celor doi combustibili (varianta 1) sau, la limită, este chiar (varianta 2).

Se definește econimia de combustibil standard :

(4.1)

Mărimea [kg/h], aplicată unui parc de masini, cu un consum mediu annual determinat, servește pentru stabilirea noilor necesități de comustibil petrolier . Totodată mărimea servește pentru a defini gradul de substituție a combustibilului petrolier , adică fracțiunuea din combustibilul petrolier care se înlocuiește. Prin definiție,

(4.2)

Gradul de substituție variază în limitele . Cu cât este mai mare, cu atât sporește economia de combustibil petrolier. Gradul de substituție se stabilește în raport cu progresul tehnico-stiințific din domeniul construcție de mașini si al chimiei combustibililor, în raport cu nivelul de cunoaștere al proceselor de amestecare a combustibilului cu aerul, de vaporizare, aprindere și ardere a combustibilului, în fine, în raport cu nivelul aplicației tehnice si tehnologice. Se adaugă evident un factor economic (investiții în domeniul cercetării și tehnologiei, descoperirii și dezvoltării resurselor). Dacă se stabilește ca un motor permite un grad de substitiție de 20%, rezultă mărimea .

Gradul de substituție reprezintă un indice de prefecțiune fundamental care se cere a fi explicitat.

4.2. Gradul de economisire a căldurii la alimentarea motorului cu combustibil neconvențional

Din punctul de vedere al procecului tehnic, interesează în ce măsură procedeul de substituție a combustibilului petrolier reprezintă un pas înainte spre perfecțiunea motorului, masurată prin randament. În acest scop se definește economie de căldura care rezultă la utlizarea unui combustibil neconvențional. Se definește economia de caldură prin relația

, (4.3)

unde este consumul de caldură al motorului când este alimentat numai cu combustibil standard, iar – consumul global de caldură, când motorul este alimentat cu doi combustibili, unul standard și unul neconvențional. Este convenabil să se măsoare economia de caldură in MJ/h.

Se notează cu puterile calorifice inferioare ale combustibilului standard, respectiv ale combustibilului neconvențional, in kJ/kg. Rezultă evident

(4.4)

(4.4*)

Se definește gradul de economisire a căldurii la alimentarea motorului cu combustibil neconvențional, ca o mărime raportată, prin relația

(4.5)

. (4.5*)

Gradul de economisire a căldurii se cosntituie ca un al doilea factor de eficiență (indice de perfecțiune) al procesului de substituire a combustibilului petrolier. Se observă că exprimă trei realitați caracteristice:

Dacă >0, înseamnă că substituirea combustibilului standard este însoțită de un progres tehinc de natură energetică, întrucât se realizeaza numai dacă randamentul motorului crește, la aceeași putere nominală.

Dacă =0, progresul tehnic în privința randamentului este nul, dar soluția reprezintă un progres tehnic din punctul de vedere al realizării unui motor care este alimentat și cu o altă formulă de combustibil decât cea standard.

Dacă <0, soluția reprezintă un regres tehnic sub aspectul condiției a), dar un progres tehnic din punctul de vedere al puncutlui b). Factori de conjunctura econimică (utilizarea unui combustibil nepetrolier disponibil, mai ieftin) ar putea sprijini promovarea soluției c) pe un timp limitat.

4.3 Factori care definesc gradul de substituție

Se știe că eficiența eneregetică a unui motor se definesc prin randamentul efectiv sau prin consumul efectiv de combustibil.

(4.6)

unde este consumul orar de combustibil, iar puterea efectivă a motorului. Evident, este o marime măsurabila la stand și, ca urmare rezultă,

, (4.6*)

unde este puterea calorifică inferioară a combustibilului, în kJ/kg.

Când se folosesc combustibili neconvenționali, consumul specific dovedește o mărime improprie, intrucât puterea calorică inferioară și densitatea combustibililor neconvenționali au valori foarte diferite. De aceea, pentru a aprecia eficiența energetică a motorului se adpotă ca indice de prefecțiune consumul specific efectiv de energie , care reprezintă consumul de energie ( din motive de simplitate masurat in MJ) necesar pentru a produce un lucru mecanic de . Prin definiție rezultă

(4.7)

Pe baza relației (2.6) rezultă

, (4.7*)

iar randamentul efectiv are expresia

.

Pentru noua mărime se mentionează uramatoarele valori de referința:

Un motor diesel de turism care realizează curent , va înregistra un cosnum specific de energie minim minimorum

Un motor cu aprindere prin scanteie, care realizează , va înregistra un consum specific de energie minim minimorum

Se notează cu cosnumul specific de energie al motorului care funcționează cu combustibil standard și dezvoltă cuplaj de puterea . Se obține

(4.8)

Se notează cu consumul specific de energie al motorului care funcționează cu combustibil neconvențional si dezvoltă un cuplaj de puterea . Se obține

(4.8*)

Expresia randamentelor va fi

(4.9)

În relația (4.5*) se substituie numărătorul raportului din membrul drept cu expresia (4.8) iar numitorul cu expresia (4.8); se folosesc și relațiile (4.9) și se obține:

(4.10)

Așadar, gradul de economisire a căldurii depinde de două rapoarte, și anume de raportul puterilor

(4.11)

și de raportul randamentelor sau raportul consumurilor specifice de energie

;

(4.12)

Întrucât este comod ca toate rapoartele caracteristice sa aibă la numitor mărimea de referință pentru motorul alimentat cu combustibil standard va inversa și raportul , astfel ca

. (4.13)

Se întelege că . Relația (4.10) devine

. (4.14)

Pe de altă parte, din relația (4.5*) se obține

, (4.15)

relație care include alte două rapoarte. Primul raport se notează cu .

(4.16)

si se numește raportul puterilor calorifice inferioare; al doilea raport se notează cu

(4.17)

și se numește raportul de consum al combustibilului neconvențional, întrucât arată în ce raport stă consumul de combustibil neconvențional față de consumul de combustibil standard la motorului initial.

Se substituie membrul drept din relația (4.2) in (4.5), o dată cu din relația (4.14), și se obține în final

(4.18)

Relația (4.18) trebuie considerată ca o relație fundamentală pentru investigație și aplicație practică. Acesta arată că gradul de substituție a combustibilului petrolier depinde de patru factori fundamentali.

Raportul reprezintă o constantă fizică și depinde de natura combustibililor de înlocuire. Cu cât este mai mare, cu atât crește gradul de substituție. De exeplu, la substituirea benzinei cu metanol rezultă ; raportul pentru gaze naturale este ; daca substituirea se face cu hidrogen rezultă , adică de 6,1 ori mai mare decât în primul caz.

Raportul de consum este mărimea principală prin care se acționează asupra gradului de substituție. Cu toate că acestea nu este la discreția proiectării, cel puțin din doua motive. Unul este legat de disponibilitatea combustibilului neconvențional, care in raport cu resursele primare, prelucrarea tehnologică, costul etc. limitează cantitatea de combustibil neconvențional; al doilea se referă la prefecțiunea proceselor termice în motor în raport cu proprietățile de vaporizare, aprindere si ardere a noilor clase de combustibil, care de asemenea va limita factorul .

Următoarele două rapoarte din relația (4.18) trebuie analizate independent dar și în corelațiile în care se stabilesc între ele sau cu ceilalți factori ai relației.

Se poate impune condiția ca motorul alimentat cu combustibil neconvențional sa-și mentină performanțele inițiale, adică ; . Aceasta reprezintă una dintre soluțiile de optimizare, iar nu depinde de procesele termice. În acest caz o relație de proporționalitate directă între si, panta dreptei fiind determiantă de (fig. 4.2) Se observă că pentru a substitui 30% din consumul de combustibil standard este necesar , ,

Fig. 4.2 Relația de proporționalitate directă între si

În dorința de a menține neschimbată puterea motorului, se sacrifică randamentul motorului și se ajunge, de exemplu, la . Dacă se utilizează gaz natural, cu un raport de consum , rezultă:

Așadar, gradul de substituție a combustibilului standard este abia 3,25% ceea ce arată că motorul pretinde practic aceeași cantitate de combustibil petrilier, dar consumă în plus o cantitate de gaze naturale, egală cu 25% din combustibilul petrolier . Dacă se lucra cu , rezulta , adică . Acest fapt atrage atenția că trebuie promovate soluțiile tehnice care permit cel puțin substituirea unei parți când se utilizează doi combustibili, este absurdă.

Se definește în acest caz un raport critic de consum , care rezultă din condiția

(4.19)

Dacă , procedeul de substituție este absurd; dacă , trebuie evaluată eficiența, adică dacă este suficient de mare. În exemplul precedent, cu , procedeul a dat rezultate absurde. Întradevar, din relația (4.2) rezultă , adică, motorul consumă cu 6,9% mai mult combustibil standard și, în plus, consumă o cantitate de gaze naturale, care reprezintă 25% din . Se observă că asemenea cazuri se întâlnesc în practică, atunci când, în unele regimuri mai complexe (de exemplu, regimuri tranzitorii), amestecarea combustibilului cu aerul este compromisă. Se conchide că punerea la punct a unui procedeu de substituție reprezintă o activitate complexă, care trebuie să evite condiția , sau, atunci când o admite pentru anumite regimuri, să realizeze în ansamblu, pentru suma tuturor regimurilor, .

4.4 Valori caracteristice ale gradului de subtituție

Gradul de substiîutie variează în limitele . Valoarea nulă nu prezinte interes, deoarece nu corespunde scopului – subsituirea combustibilului petrolier.

O valoare caracteristică a lui este (substituție integrală). În acest caz, din relația (2.18) rezultă gradul maxim de consum.

(4.20)

Dacă este indeplinită condiția , , rezultă . Se obține, pentru metanol , pentru gaze naturale , iar pentru hidrogen .

Se observă că se poate economisi combustibilul neconvențional dacă se amplifică raportul randamentelor. La încercările efectuate cu un motor vW de turism, alimentat inițial cu motorină, apoi cu metanol, s-a obținut . Cu condiția , iar adica este cu 24% mai mic. În realitate, motorul amintit a realizat și un spor important de putere, astfel că , iar a devenit . A doua infulență este firească: un spor de putere pretinde un consum suplimentar de combustibil, chiar la condiția de referință

Când se folosesc simultan doi combustibili, gradul de substituție poate să fie limitat de procesele termice. În acest caz, factorul restrictiv este proporția limită de combustibil neconvențional.

Se definește proporția de combustibil neconvențional ca raportul dintre consumul de combustibil neconvențional și consumul global de combustibil:

(4.21)

În relația (3.21) se substituie din (3.2) si din (3.7) si se obține

(4.22)

Pe de altă parte se substituie din relatia (2.18) și se explicitează gradul de substituție

(4.23)

În încercările experimentale de laborator, parametrul funcțional de referință este , dereminat pe baza relației (4.21). După cum s-a arătat ulizarea procedeului original de alimentare cu emulsie motorină-metanol a unui autocamion românesc a evidențiat apariția unor proporții limită de metanol . Proporția limită trebuie considerată ca o mărime fizică fundamentală, caracteristică pentru un sistem de ardere, pentru un combustibil (definit prin proprietățile lui fizico-chimice), pentru un regim de funcționare (sarcină, turație, regim termic). se determină experimental, pentru fiecare motor, pentru fiecare combustibil, pentru fiecare regim de funcționare în parte și rezultă totodată raportul limită de puteri si raportul limită al randamentelor . Ca urmare, pe baza datelor experimentale, se stabliește gradul de substituție.

(4.24)

Se îințelege că gradul de substituție trebuie să indeplinească întotdeauna condiția

(4.25)

Se observă că valoarea caracteristică reprezintă un nivel al progresului tehinc.

La proiectare se pot ridica urmatoarele clase de probleme:

a) În raport cu lipsa de combustibil petrolier, proiectarea primește sarcina de a realiza un sistem de alimentare și ardere a unui combustibl neconvențional care să permită atingerea unui anumit grad de substituție a combustibilului petrolier. Prin urmare, din cerințe majore se definește gradul de substituție comandat . Prin experimentări se stabilește, pentru sistemul de alimentare ăi ardere elaborat, valoarea paramatrului și se verifcă dacă este îndeplinităcondiția . Dacă , proiectarea și cercetarea caută noi soluții pentru a spori proporția limită . Se adaugă eventual raportul pe care îl aduce condiția , relația (3.24), care înseamnă sacrificarea performanțelor de putere , soluție operațională într-un timp relativ scurt, și eventual adminisibilă pentru anumite utilizări, sau îmbunatățirea performanțelor de randament , cea ce presupune însă un mare effort științific și tehnic. Analiya tehnico-economică trebuie să stabilească dacă gradul de complexitate și costul soluției căutate sunt acceptabile.

În final se stabilește gradul admisibil de substituție , care poate sș difere de în plus sau în minus, dar trebuie să îndeplinească întotdeauna condiția . Evident, gradul de substituție are la bază proporția limită admisibilă , care la rândul ei, îndeplinește conduția .

Din relația (3.22) reultă raportul de consum admisibil

, (4.26)

care permite acum calculul consumului necesar de combustibil neconvențional , expreise care se extinde la un parc de autovehicule și la un consum mediu anual. Se stabilesc astfel nevoile de combustibil neconvențional. Ecindent, combustibilul neconvențional disponibil depinde, la scară națională, de resurse, de investiții, de tehnologie etc.

Tabelul 4.1. Variante de substituție

În tabelul 4.1 sunt prezentate, pre comparație, patru variate de subtituție. Comparând variantele 2-3 care se deosebesc prein inversarea valorilor , se observă că influența independentă a rapoartelor și nu este asemănătoare. În varianta 3, gradul de substitutie este de numai 4% (neînsemnat), dar cu un consum suplimentar de combustibil neconvențional de 32%. Varianta 2 este evident mai convenabilă. Varianta 4 sacrifică ambele performanțe, <1; <1, în proporții mai mici și ocnduce la același ca în varianta 1, dar cu un consum de combustibil neconvențional mai mare (47% față de 29%). Se conchide că eficienșa unui procedeu de substituție, evidențiată de relațiile (4.18) (4.22) (4.23) nu poate fi stabilită numai pe baza proprietăților combustibilului neconvențional sau a disponibilităților de combustibil neconvențional. Fară a lua în considerare procesele termice (activitate complexă și laborioasă) care decid preformanțele de putere și randament, se poate ajunge ușor la risipă de cobustibil convențional si neconvențional.

b) În raport cu disponibilitațile de combustibil neconvențional si convențional, se stabilește un raport de consum disponibil al combusibilului neconvențional. Se pune întrebarea la ce grad de substituție se poate ajunge?

Pe baza relație (3.18) se calculează gradul de disponibil de substituție

. (4.27)

Se observă că relația (4.27) nu poate fi aplicată independent de exprement, deoarece nu se cunosc rapoartele și ,care depind de procedeul utilizat. Presupunând că se poate îindeplini condiția , , rezultă

. (4.28)

Dacă se dă și se folosește gaz metan, rezultă . Se determină acum ceea ce se numește proporția disponibilă de combustibil neconvențional din relația (4.22).

. (4.29)

În exemplul considerat rezultă , care trebuie să îndeplinseacă condiția .

4.5 Substituția combustibilului convențional – o problemă de micro sau de macroscară

Întrucât se recunoaște că există un grad de substituție limită, dependent de nivelul științei, tehnicii si tehnologiei, și un grad disponibil de utilizare a combustibilului neconvenșional, dependent de resurse, utilizarea combustubilului neconvențional la autovehicule, într-o perioadă de tranziție, ca aceea care se parcurge astăzi, este o problemă care trebuie abordată, deocamdată, mai puțin ambițios.

În mod frecvent se cere substituirea combustibilului convențional la o macroscară, care poate fi un parc național de vehicule, o clasă de vehicule de pe intreg cuprinsul unei țări.

După cum se știe, unele resurse de combustibil neconvențional sunt limitate chiar la scara globului, dar se diferențiază pe yzne geografice, în unele dintre acestea depășind chiar neviole. Se citează de exemplu Brazilia care, datorită plantațiilor de trestie de zahăr, ar dispune, în raport cu dezvoltarea tehnologică, de cantitați mari de etanol. De aceea, problema utilizării combustibilului neconvențional ar trebui promovată diferențiat, în raport cu zonele geografice ale lumii, iar țările exportatoare de autovehicule ar trebui să ofere acestor zone procedee de utilizare a combustibilului neconvențional bine puse la punct, diferențiate pe clasele de combustibil disponibile.

Pe de altă parte, în unele țări pot apărea disponibilități resuse de combustibil neconvențional, care plicate la întregul parc de mașini duc la o valoare mică a gradului de substituție . În acest caz, trecerea întregului parc de mașini la alimentarea cu combustibil neconvențional ar presupune investiții mari cu un grad mic de amortizare. Problema ar putea găsi soluții diferențiale. De exemplu, într-o primă etapă se transformă numai o parte din parcul de mașini, pe clase de mașini (turisme, autocamioane etc.) și din câteva regiuni geografice ale țării. Se concentrează astfel aprovizionarea și distribuția noului combustibil în anumite zone, se fac transformări numai pe mașinile unui parc zonal, se califică personalul de întreținere într-un număr restrâns de unități.

Cum alimentarea cu doi combustibili păstrează întotdeauna rezerva folosirii numai a combustibilului standard, în lipsa combustibilului neconvențional, nici deplasarea pe distanțe mari nu pune în pericol mișcarea autoveculelor în absența stațiilor de distribuție. Așadar, în loc să se realizeze o valoare pentru tot parcul de mașini, se poate realiza un (respectând condiția = pe un număr restrîns, concentrate în locuri prevăzute cu posibilități de alimentare și personal calificat de întreținere.

Civilizația modernă are un grad de complexitate atât de ridicat, are nevoi atât de mari, încât o abordare diferențială a problemelor pe care le generează , ca de pildă, cerereade combustibil, ar putea constitui o cale pentru soluționarea lor, fără a compromite progresul ei continuu.

4.6 Performanțe de randament consum specific de energie la alimentarea cu combustibili neconvenționali a motoarelor de automobile, în regim stabilizat

A fost încercat un procedeu original de alimentare cu emulsie motorină-metanol a motorului diesel de autocamion D2156-HMNS, fabricat în țară. Motorul dezvoltă 158 kW la 2150 rot/min, are șase cilindri S/D=150/121 mm și un raport de comprimare . Amestecul se formează prin injectarea combustibilului pe peretele cupei din piston, iar arderea are loc după procedeul M. În timpul încercărilor s-a menținut puterea nominală a motorului alimentat cu motorină, iar doza de combustibil a fost sporită prin mărirea cursei pistonașului pompei de injecție.

În regim nominal s-a obținut o creștere a randamentului efectiv (fig. 4.3) cu 12% ș la celelalte două turații, raportul

A rămas practic egal cu unitatea, o dată cu sporirea proporției de metanol. La plină sarcină și turație nominală, proporția de metanol a atins o valoare limită , căreia i-a corespuns un grad limită de substituție de .

Fig. 4.3. Variația randamentului efectiv

A fost încercat un motor orizontal de autobuz D2566 FMU care face parte din aceeași familie de motoare cu motorul menționat. Motorul diesel inițial a fost alimentat numai cu metanol și a suferit câteva modificări – reproiectarea echipamentului de injecție, a chiulasei, pistoanelor, distribuției. Pentru a face posibilă aprinderea combustibilului, în camera de ardere s-a montat o bujie (fig 4.4) și s-a optimizat direcția jetului

Fig. 4.4. Bujia montată

de combustibil în raport cu poziția bujiei. Pentru a dezvolta un randament ridicat s-a modificat neînsemnat raportul de comprimare de la motorul diesel, realizand (cifra octanică a metanolului este aproximativ 110) și s-a menținut procedeul de reglare catalitativă a sarcinii. Încercările de stand arata (fig 4.5.a) o creștere a momentului motor maxim de la 7,8 la 8,3 daNm, cu deplasarea vârfului în domeniul turațiilor mici. Coeficientul global de adaptabilitate la tractiunea crescut de la 1,82 la 2,86, deci cu 57%. Consumul specific de combustibil (fig 4.5.b) este evident mai mare la metanol , dar consumulspecific de energie este în avantajul metanolului (la , , iar la , rezultă ). Curbele de izorandament (fig 4.5.c) indică valori ridicate ale randamentului chiar in domneiul sarcinilor reduse, definite de presiunea medie efectivă , în bar, sau de lucrul mecanic specific , în . Valoarea maximă a randamentului este și corespunde la un consum specific de morotină de 209 g/kWh (153,6 gf/CPh).

Fig. 4.5.a Variația momentului motor. Fig. 4.5.b Consumul specific de combustibil.

Fig. 4.5.c Curbe de izorandament

La Universitatea din Triest au fost incercate două motoare diesel alimentate cu motorină și metanol în diverse proporții. S-a reținut experimentul pentru că oferă informații asupra comportării a două procedee diferite de ardere. Unul dintre motoare a fost echipat cu o cameră de ardere divizată și a dezvoltat 3,7 kW/cilindru, la și ; al doilea motor a fost echipat cu o camră de ardere unitară, a dezvoltat 19kw/cilindru la , cu supraalimentare și .

Fig. 4.6 Nivelul și variația consumului specific de energie

Nivelul și variația consumului specific de energie difera sensibil la cele două motoare (fig 4.6) în raport cu proporția de metanol, ceea ce subliniează ponderea pe care o au procesele termice în încercarea de substituție a combustibilului petrolier.

Au fost efectuate încercări cu motorul de turism Prosche TOP 924 adaptat să funcționeze cu combustibil neconvențional M 15, alcătuit din benzină si 15% metanol. Unele proprietăți ale combustibilului sunt aratate în tabelul 4.2

Tabelul 4.2 Proprietăți ale combustibililor

Motorul cu patru cilindri (S/D’84,4/86/5 mm) a fost optimizat termodinamic pentru a funcționa cu amestecuri sărace. A fost transformată camera de ardere de la motorul de serie cu benzină (fig 4.7.a) pentru a intensifica turbulenta (fig 4.7.b), iar raportul de comprimare a fost mărit până la o valoare considerată optimă .

Fig. 4.7a.b Cameră de ardere modificată

Coeficientul de dozaj a fost sporit la sercini parțiale până la , ceea ce reprezintă cu 9% mai mult față de motorul de serie, după cum rezultă din analiza curbelor izoparametrice de (fig 4.8).

Fig. 4.8 Variația curbelor izoparametrice de

La plină sarcina și tuarție nominală s-a menținut pentru a nu compromite puterea nominală, dar la mers în gol s-a realizat . S-a folosit un sistem electronic de injecție (K-Jetronic) care a permis funcționarea după curbele de avans optim la declanșarea scânteii (fig 4.9), ținând seama de noile curbe izoparametrice de , de presinue și temperatura mediului ambiant, de regimul termic al motorului, înclinarea la detonație la plină sarcină.

Fig. 4.9 Curbe de avans optim la declanșarea scânteii

În plus, întrucât alimentarea cu combustibil M 15 putea să devină inoperabilă în lipsa stațiilor de distribuție, sistemul electronic de comandă a fost programat să asigure reglajul de avans și la funcționarea cu benzină Super.

Încercările efectuate pe stand cu motorul transforlamt arată că puterea maximă crește de la 94 la 97 kW la 5800 rot/min iar randamentul maxim crește cu 8% de la 0,32 la 0,35 (fig 4.10).

Fig. 4.10 Variația puterii și a randamentului

Pe un mic automobil Musshi (Suzuki Co) a fost montat un motor în doi timpi de , cu trei cilindri, alimentat cu hidrogen lichid. Hidrogenul se injecta la o presiune de 10…12 bar, imediat după închiderea ferestrei de evacuare.

În (fig 4.11) se arată performanțele obținute la încercarea motorului pe stand. O creștere sensibilă a randamentului se datorează atât vitezei mai mari de ardere a hidrogenului, cât și procedeului de alimentare cu hidrogen (injecția combustibilului în cilindru a prevenit scăpările care au loc în perioda de baleiaj). La turația de 5000 , motorul realizează o creștere simultană a raportului și a raportului . Se obține astfel un raport maxim ridicat de consum al hidrogenului , gradul de substituție fiind .

Fig. 4.11 Variația puterii și a randamentului

În (fig. 4.12) se arată, comparativ, curbele de izoconsum pentru un motor de 550 , în doi timpi, cu trei cilindri, alimentat cu benzină și cu lichid. Se observă că la sacrini parțiale randamentul efectiv este sensibil sporit. De exemplu, la și rezultă , adică o creștere cu 27% a randamentului, ca rezultat al intensificării arderii.

Fig. 4.12 Curbe de izoconsum

Un motor diesel MWM cu trei cilindri și cilindrie totală 3 l (S/D=120-100 mm), care echipa un autobuz, a fost transformat pentru alimentare cu gaz de oraș, de compoziție indicată în tabelul 4.3.

Tabelul 4.3 Compoziția gazelor naturale

Pentru a limita detonația raportul inițial de comprimare a fost redus de 16 la 11,6. În locul injectorului s-a introdus a bujie iar pentru alimentarea și formarea amestecului a fost proiectat un amestecător.

S-au analizat proprietățile gazului de oraș prin comparație cu gazul natural tabelul 4.4. Cercetările au evidențiat că valoarea maximă a randamentului efectiv se realizează pentru o valoare ridicată a lui (fig 4.13.a). Spre deosebire de motorul cu aprindere prin scânteie, motorul încercat a preluat la sarcini reduse amestecuri foarte sărace – crește cu scăderea sarcinii (fig. 4.13.b), iar la 28% din sarcina maximă, motorul lucrează cu , ceea ce reprezintă o performanță inaccesibilă pentru motorul cu benzină transformat chiar să lucreze cu amestecuri sărace.

Tabelul 3.4 Proprietățiile gazului de oraș – gazului natural

Fig. 4.13.a Variația randamentului efectiv

Atrag atenția încercprile efectuate cu motoare de automobil care se alimentează diferenșiat: cu hidrogen gazos la sarcini reduse, pentru a sporisensibil viteza de reacție și randamentul efectiv, cu combustibil lichid – benzină sau metanol – la sarcini mari și sarcină plină, pentru a menține un grad de umplere ridicat, adică o performanță înaltă de putere.

Un motor Daimler-Benz AG, tip DBM 110, cu șase cilindri, de 2,8 l, a fost echipat cu două sisteme de alimentare: unul livrează benzină printr-un sistem electronic de injecție D-Jetronic; al doilea livrează hidrogen gazos, depozitat pe automobil în hidruri metalice(FeTi, FeTi+MgNi), la o presiune redusă de 1,5 bar. Hidrurile metalice au un randament redus de 2%. Un sistem electronic de comandă controlează proporția de și benzină, care variează cu sarcina și turația și, de asemenea, controlează avansul la declanșarea scânteii. Alimentarea la mers în gol și sarcini mici se face numai cu , pentru a spori randamentul în domeniul cel mai deficitar și pentru a limita consumul de , deci și masa de hidruri metalice, care are o valoare ridicat, din cauza ranamentului redus de reținere a hidrogenului.

Încercările pe stand arată variația proporției de hidrogen , si a coeficientului de dozaj cu sarcina și tuarția (fig 4.14a,b). Se observă că hidrogenul permite nu numai mărirea vitezei de ardere, dar și folosirea unor coeficienți, de dozaj foarte mari, până la .

Fig. 4.14 variația proporției de hidrogen si a coeficientului de dozaj, cu sarcina și tuarția

Curbele de izorandament (fig 4.15) nu indică un pol econimic de excepție, , deoarece acesta este realizat la un regim la care motorul este alimentat cu benzină. La 1/3 din sarcină și turații reduse, se ajunge la un randament efectiv ridicat,

Fig. 4.15 Curbe de izorandament

În fine se menționează o încercare deosebită cu un motor cu aprindere prin scânteie în patru timpi cu patru cilinri (S/D=86/85 mm) care a echipat un atomobil cu masa de 1250 kg și a fost alimentat cu metanol. Metanolul din rezervorul automobilului trece parțial printr-un reactor chimic și este trasformat intr-un gaz de cracare prin reacția în prezența uni catalizator.

(4.30)

Reacția este endotermă (căldura Q este cedată reacției) și, ca urmare, puterea calorifică a gazului de reformare crește cu 16%. Gazul de reformare servește la alimentarea motorului la sarcini reduse, pentru a folosi viteza de reacție ridicată produsă de și pentru a nu compromite umplerea (gazul de reformare iese din reactor cu temperatură ridicată și are un volum mare). Motorul a fost prevăzut cu un raport de comprimare ridicat, . La sarcini mari, motorul a fost alimentat cu metanol lichid direct din rezervor, pentru a realiza o peformanță ridicată de umplere cu aer a cilindrilor și a funcționat cu pentru a nu compromite puterea. La sarcini reduse, motorul a funcționat cu amestecuri foarte sărace, . Rezultatele obținute la stand (fig. 4.16) evidențieaza o creștere de 30…80% a randamentului efectiv, ceea ce reprezintă niveluri neîntâlnite.

Fig. 4.16 Variația randamentului efectiv în funcție de putere

4.7 Rezultate experimentale privind performanțele de consum ale automobilelor alimentate cu combustibili neconvenționali în condiții de drum

În cadrul unui program complex, intitulat “Energii alternative pentru circulația rutieră”, s-au experimentat pe diferite tipuri de autovehicule doi combustibili neconvenționali, denumiți M 15 și M 100.. Pentru îndeplinierea programului s-a prevăzut participarea a 1040 autovehicule produse de cinic firme de autovehicule din Germania (VW-audi, Daimler-Benz, Opel, Ford, Prosche), care au adaptat soluții constructive adectvate, cerute de alimentarea mașinilor cu unul din cei doi combustibili. În cadrul programului au colaborat intreprinderi producătoare de combustibili și ulei, unități răspunzătoare de depozitarea, transportul și distribuția combustibilului etc.

Combustibilul M 15 era cosntituit dintr-o emulsie de metanol (15% în vol.) și benzină (tabelul 4.2), realizată prin folosirea unui aditiv, denumit TBA. Combustibilul M 100 era metanol curat.

Firma Daimler-Benz a pregătit un motor cu șase cilindri, de 2,8 l cilindree toatlă, care a echipat un autobuz cu 30 locuri. S-au prevăzut: un rezervor de combustibil confecționat din oțel special; două pompe de metanol în loc de una (pentru sigranță); o instalație specială de pornire (fig. 4.17), care asigură vaporizarea metanolului la pornirea la rece și un catalizator pentru reducerea emisiunilor poluante din gazele de evacuare.

Fig. 4.17 Dispozitiv de pornire la rece

Adăugând în combustibilul M 15 izopentan (8%), motorul a pornit fără dificultate la fără izopentan, temperatura minimă de pornire nu a coborât sub . Rezultate parțile se arată în tabelul 4.5

Tabelul 4.5 Influența naturii combustibilului aspura performanțelor de consum și emisiuni nocive ale unui autobuz Daimler-Benz

Se observă că, drept indice de perfecțiune se alege aici consumul de energie la 100 km, [MJ/100 km], întrucât consumul de metanol [1/100 km] nu este comparabil cu cel de benzină, dat fiind puterea calorifică mai mică. Este de remarcat că, la încercarea automobilului în oraș (ciclul E), alimentarea cu metanol reduce cosnumul de enrgie cu 14%. Reduceri mai mici apar în regimul de croazieră, 2,2% la 90 km/h și 7,7% la 120 km/h. Cu titlu de referință se observă că un autoturism din clasa , cu consum , realizează .

Încercările de care efectuate cu autoturismul Porsche TOP 924 au arătat reduceri ale consumului de aproximativ 10% și ușoare creșteri ale performanțelor dianmice ale automobilului (tabelul 4.6)

Tabelul 3.6 Influența naturii combustibilului asupra preformanțelor uni autoturism Porsche

Performanțele de consum ale autoturismului M100-Golf/VW s-au determinat în două etape: cu motorul pe stand și cu autoturismul în condiții de cale. Încercările au fost efectuate cu același motor, 1,6 l, adaptat în variantele cu benzină, cu metanol, cu motorină. La varianta cu carburator, s-a intensificat încalzirea amestecului aer-metanol în conducta de admisie, în zona din vecinătatea carburatorului, modificând colectorul de serie (fig 4.18a) prin mărirea suprafeței încălzite cu fluidul fierbinte (fig 4.18b). La varianta de motor alimentat cu metanol s-a modificat camera de ardere (fig 4.18c) și s-aprevăzut un raport de comprimare . La încercările pe stand s-a obținut o creștere a puterii motorului cu peste 20% și o reducere a consumului specific de energie cu 10…15% (fig 4.19a.b). La încercările în condiții de cale, consumul specific de energie la alimentarea cu metnaol are valori intermediare (fig 4.19.c) În final, se observă că reducerea cosnumului de energie, când se trece de la alimentarea cu benzină la alimentare cu metanol, variează intre 10..20%, în funcție de vietza automobilului .

Fig. 4.18 Colectorul de serie

Fig. 4.19 Variația consumului de energie

Într-un alt experiment, autoturismul amintit a fost alimentat pe rând cu doi combustibili neconvenționali, fiecare dintre ei fiind format pe bază de motorină. Primul combustibil era constituit din 25% etanol, 5% aditiv de emulsionare, 70% motorinăș al doilea combustibil conținea 20% metanil, 15% aditiv, 65% motorină. Motorul alimentat cu cei doi combustibili neconvenționali a realizat inițial o cifră de fum mai redusă, de 2,8 uB (metanol + motorină) față de 3,5 uB (motorină). Apoi, s-au reluat cercetările cu condiția ca motorul să realizeze aceeași cifră de fum, 3,5 uB. În aceste condiții, puterea a crescut cu 2% la alimentarea cu etanol + motorină (fig. 4.20.a). consumul specific de energie, la alimentarea cu combustibil neconvențional, a fost micșorat (fig. 4.20.b). pe de altă parte, utilizarea alcoolilor în mortorină a creat dificultăți de pornire. La temperatura de pornirea motorului rece a decurs normal. La , motorul rece este pornit încă relativ ușor cu ajutorul bujiei de incandescența și prin adăugare în combustibil a uni accelerator de tip kerobrisol, în proporție de 0,5…1%.

Fig. 4.20 Variația puterii și a cosnumului specific de energie

S-a încercat un automobil echipat cu un motor de 1,8 l patru timpi, cu patru cilindri, prevăzut cu un sistem mixt de alimentare: la pornire, mers în gol și sarcini reduse motorul se alimentează cu gaz de cracare, care ajunge în conducta de admisiune printr+o supapă comandată electronic; la sarcini mari, motorul este alimentat cu metanol lichid, prin injecție electronică, în galeria de admisiune. Alimentarea numai cu metanol lichid reduce dimensiunile rezervorului. Gazul de cracare este produs intr-un reactor prevăzut cu un catalizator. Metnolul este transformat după reacția (4.30). Reacția este endotermă și folosește o parte din căldura conținută în gazele de evacuare. Viteza de reacție ridicată a hidrogenului permite folosirea amestecurilor sărace, cu (raportul de comprimare al motorului este ). Totuși, la admisinea aerului direct în cilindru, scade entalpia disponibilă a gazului de cracare. De aceea, o parte din aerul de admisiune este trecut prin reactor, unde dezvoltă o cantitate suplimentară de căldură Q, prin reacție cu metanolul. În reactor se produc două reacții:

a) (4.31)

b) , (4.32)

fracțiunea x fiind cuprinsă în limitele 0,05…0,1.

Instalația de producere a gazului de cracare este compactă și permite prelicrarea a 5 kg metanol pe oră. Până la viteza automobilului de 63 km/h, motorul este alimentat numai cu gaz de cracare, apoi intră treptat în funcțiune echipamentul de alimentare cu metanol lichid, iar scade până la 1,3.

Fig. 4.21 Rezultatele încercărilor de drum în condiții de croazieră

Rezultatele încercărilor de drum, în condiții de croazieră, sunt arătate în (fig 4.21), prin comparație cu cosnumul specific de eenrgie realizat la alimentarea motorului cu alți combustibili. Se observă că procedeul de alimentarea cu metnol + gaz de cracare este deosebit de eficient la viteze mici (sarcini reduse), chiar mai eficient decât procedeul diesel. Chiar și în domeniul vitezelor înalte, atât procedeul de alimentare cu metnaol + gaz de cracare, cât și procedeul de alimentare numai cu metanol lichid conduc la consumuri specifice de energie mai mici (randamente mai mari) decât cele realizate la utilizarea combustibilului petrolier.

5. Calculul consumurilor de combustibili în cazul alimentării cu combustibili neconvenționali

Date inițiale

– puterea efectivă a motorului

– puterea calorifică inferioară a combustibilului standard

– consumul orar de combustibil

Se calculează – consumul de combustibil standard

(5.1)

Din relația (4.4) rezultă consumul de căldură al motorului când este alimentat numai cu combustibil standard

5.1 Alimentarea cu mentanol

– puterea calorică inferioară a metanolului este

– – consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat numai cu combustibil neconvențional

(5.2)

1) Se substituie 20% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– se calculează economia de combustibil standard conform relației (4.1)

Din relația (4.1) rezultă – consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili, unul petrolier si unul neconvențional

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 20% din combustibilul convențional cu metanol, rezultă un consum de 13,258 kg/h de combustibil convențional și 7,236 kg/h de metanol.

2) Se substituie 40% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 40% din combustibilul convențional cu metanol, rezultă un consum de 9,9436 kg/h de combustibil convențional și 14,472 kg/h de metanol.

3) Se substituie 60% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 60% din combustibilul convențional cu metanol, rezultă un consum de 6,6291 [kg/h] de combustibil convențional și 21,708 [kg/h] de metanol.

4) Se substituie 80% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 80% din combustibilul convențional cu metanol, rezultă un consum de 3,3145 [kg/h] de combustibil convențional și 28,944 [kg/h] de metanol.

5) Se substituie 100% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard

– consumul de combustibil neconvențional

În cazul în care se substituie 100% din combustibilul convențional cu metanol, rezultă un consum de 36,18 [kg/h] de metanol.

5.2 Alimentarea cu G.P.L. (gaz petrolier lichefiat)

– puterea calirofică inferioară al gazului petrolier lichefiat este

– – cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat numai cu combustibil neconvențional rezulta din relația (4.2)

1) Se substituie 20% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 20% din combustibilul convențional cu G.P.L., rezultă un consum de 13,2581 kg/h de combustibil convențional și 3,1124 kg/h de G.P.L.

2) Se substituie 40% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 40% din combustibilul convențional cu G.P.L., rezultă un consum de 9,9436 kg/h de combustibil convențional și 6,2248 kg/h de G.P.L.

3) Se substituie 60% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 60% din combustibilul convențional cu G.P.L., rezultă un consum de 6,691 kg/h de combustibil convențional și 9,3372 kg/h de G.P.L.

4) Se substituie 80% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 80% din combustibilul convențional cu G.P.L., rezultă un consum de 3,3146 kg/h de combustibil convențional și 12,4496 kg/h de G.P.L.

5) Se substituie 100% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard

– consumul de combustibil neconvențional

În cazul în care se substituie 100% din combustibilul convențional cu G.P.L., rezultă un consum de 15,562 kg/h de GPL.

5.3 Alimentarea cu hidrogen

– puterea calirofică inferioară al gazului petrolier lichefiat este

– – cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat numai cu combustibil neconvențional rezulta din relația (4.2)

1) Se substituie 20% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 20% din combustibilul convențional cu hidrogen, rezultă un consum de 13,2581 kg/h de combustibil convențional și 1,206 kg/h de hidrogen.

2) Se substituie 40% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 40% din combustibilul convențional cu hidrogen, rezultă un consum de 9,9436 kg/h de combustibil convențional și 2,412 kg/h de hidrogen.

3) Se substituie 60% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– cosnumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 60% din combustibilul convențional cu hidrogen, rezultă un consum de 6,6291 kg/h de combustibil convențional și 3,618 kg/h de hidrogen.

4) Se substituie 80% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

– consumul de combustibil neconvențional, la motorul alimentat simultan cu doi combustibili

În cazul în care se substituie 80% din combustibilul convențional cu hidrogen, rezultă un consum de 3,3146 kg/h de combustibil convențional și 4,824 kg/h de hidrogen.

5) Se substituie 100% din combustibilul convențional

– gradul de substituție

– economia de combustibil standard

– consumul de combustibil standard

– consumul de combustibil neconvențional

În cazul în care se substituie 100% din combustibilul convențional cu hidrogen, rezultă un consum de 6,03 kg/h de hidrogen.

5.4 Variția consumurilor combustibililor

În tabelul 5.1 sunt sintetizate datele rezultate din calculele anteriore

.

Tabelul 5.1 Consumuri de combustibili

Fig. 5.1 Variația consumurilor combustibililor în funcție de procentul de participare

În cazul metanolului, cantitatea de combustibil crește mult cu variația procentuală, față de cantitatea de benzină.

GPL-ul nu prezintă variații mari de consum față de benzină, cu variația procentuală.

În cazul hidrogenului, consumul de combustibil în raport cu variația procentuală este mult mai mică decât consumul de benzină.

Bibliografie

1 Apostolescu, N. și Sfințeanu, D Automobilul cu combustibili neconvenționali. Editura tehnică, București 1989

2 Adelman, H. G Development of a fueled, turbocharedspark-assisted diesel engine and vehicle. SAE techn. Pap. Nr. 831745, 1983.

3 Chamberlin, W. B. și Brandow, W. C. Lubrification experience in methanol-fueled engines under short-trip serviceconditions. SAE techn. Pap. Nr. 831701, 1983.

4 Chaibongsai, ș. ș.a. Developement of an engine screening test to study the effect of methanol fuel on eranckase oils. SAE Tech. Pap. Nr. 830240, 1983.

5 Ernst, R. J. ș.a. Methanol engine durability. SAE. Techn. Nr. 831704, 1983.

6 Kroeger, C. A.. ș.a. A neat methanol direct injection combustion system for heavy-duty applications SAE techn. Pap. Nr. 861169, 1986.

7 Likos, W. E. The effect of of the methanol fueling on diesel engine durability. SAE techn. Pap. Nr. 841384, 1984

8 Marbach, H. W. ș.a. The effetcs of alcohol fuels and fully formulated lubricants on engine wear. SAE techn. Pap. Nr. 811199, 1981.

9 Marbach, H. W. ș.a. The effects of lubricant composition on S.I. engine wear with alcohol fuels. SAE techn. Pap. Nr. 831702, 1983.

10 Naegli, D. W. și Owens, E. C. Engine wear with methanol fuel in a nitrogen-free environment. SAE techn. Pap. Nr. 841374, 1984.

11 Naman, T. M. și Steigler, B. C. Engine and fiel test evaluation of methanol as an automotive fuel. SAE techn. Pap. Nr. 831703, 1983.

12 Owens, E. C. ș.a. Effects of alcohol fuels on engine wear. SAE techn. Pap. Nr. 800857, 1980.

13 Ryan, T. W. ș.a The mechanism leading to increased cylinder bore and ring wear in methanol fueled S.I. engines.

14 Waskiewiez-Filioreanu, N și Pașa, D. Particularități constructive ale pompei de injecție pentru motoare policarburante. Sesiunea de comincări științifice – Institutul Național de motoare termice, 1981.

15 Grunwald, B. Teoria, Calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

16 http://www.agir.ro/buletine/278.pdf

17 http://www.sugre.info/tools.phtml?id=686&sprache=ro

18 http://www.gpl-auto.ro/gpl.php