Supraalimentarea Motorului cu Ardere Internă cu grup Turbo-Compresor cu geometrie fixă [308637]

[anonimizat] o istorie aproape la fel de veche ca si cea a motorului cu combustie interna. Intre anii 1885-1886, [anonimizat], au investigat posibilitatile de crestere a puterii si de reducere a [anonimizat].

In anul 1905 inginerul elvetian Dr Alfred J.Buchi a patentat sistemul de supraalimentare a [anonimizat] 1915 a propus primul prototip de motor diesel cu turbosuflanta. Aceasta inventie nu a [anonimizat].

General Electric a preluat ideea sa iar la sfarsitul anului 1910 a inceput sa creeze turbosuflante pentru supraalimentarea motoarelor. In anul 1920, [anonimizat] a [anonimizat]: 33,113 picioare (aproxiativ 10.092 m).

Inginerul Alfred Buchi a avut primul mare success in domeniu in anul 1925, cand a inventat primul motor supraalimentat cu turbosuflanta antrenata de gazele de esapare si a realizat astfel o crestere a puterii motorului cu peste 40%.Acest eveniment a reprezentat inceputul introducerii turbosuflantei in industria constructoare de masini.

In anul 1938 a fost construit primul motor cu turbosuflanta de catre Swiss Machine Works Saurer. [anonimizat].

.

INTRODUCERE

Scopul supraalimentării unui motor cu ardere internă este creșterea densității amestecului proaspăt introdus în cilindri. Această creștere a [anonimizat] o creștere a puterii motorului . Puterea motorului de automobil este proporțională cu consumul orar de aer. [anonimizat], [anonimizat], adică a fluidului proaspăt.

Prin supraalimentare se înțelege mărirea presiunii încărcăturii proaspete la o valoare ce depășește presiunea mediului ambiant p0, pentru a mări densitatea încărcăturii proaspete reținute în cilindri.

Supraalimentarea se aplică motoarelor în scopul măririi puterii litrice și pentru compensarea pierderii de putere în cazul funcționării motorului la altitudine sau în cazul în care se urmărește recircularea unei părți din gazele de ardere pentru scăderea conținutului de NOx în gazele de evacuare.

Prin mărirea presiunii încărcăturii proaspete la intrarea în cilindri se realizează creșterea cantității de amestec carburant proaspăt reținut în cilindrii motorului și care determină în final sporirea puterii motorului.

În figura 3.1 [anonimizat] p-V a unui motor cu aprindere prin comprimare (m.a.c.) în 4 timpi, [anonimizat].

a) m.a.c. aspirație naturală b) m.a.c. supraalimentat

Fig. 3.1. Ciclul teoretic al unui m.a.c.

[anonimizat] (suprafața 0-1-7-8) [anonimizat], [anonimizat] (pat). Se mai poate observa că presiunea maximă a ciclului este mai mare la motorul supraalimentat decât la cel cu aspirație naturală. Privind comparativ cele 2 grafice este evident că lucrul mecanic efectiv, respectiv Lme, este mai mare în cazul motorului supraalimentat.

După presiunea de supraalimentare ”ps” se disting următoarele tipuri de supraalimentare:

a) supraalimentarea de joasă presiune: ps=(0,12…0,15) MPa, sapraalimentare ce se poate aplica la orice motor cu umplere normală fără a-i diminua durabilitatea, realizându-se, de regulă, cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului;

b) supraalimentarea de presiune medie: ps=(0,15…0,2) MPa.Supraalimentarea de presiune medie determină apariția unor eforturi mărite în organele motorului, de aceea trebuie luate măsuri constructive și tehnologice pentru asigurarea rezistenței necesare. în general, acest tip de supraalimentare se realizează cu ajutorul unor agregate, numite turbocompresoare ;

c) supraalimentarea de presiune înaltă: ps = (0,2…0,35) MPa, care se caracterizează prin comprimarea încărcăturii proaspete în trepte și răcirea ei intermediară;

d) supraalimentarea de foarte înaltă presiune: ps = (0,35…0,6) MPa, se utilizează la generatoarele de gaze cu pistoane libere.

După modul cum se realizează, supraalimentarea aceasta poate fi:

a) supraalimentarea naturală (sau acustică) se realizează fară compresor și are la bază utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului.

b) supraalimentarea forțată este procedeul cel mai utilizat și impune prezența compresorului.

Fig. 2.1. Schema de supraalimentare: a – cu compresor mecanic; b – cu turbină de gaze; c – combinată;

1 – compresorul; 2 – angrenajul de antrenare; 3 – arborele cotit; 4 — turbina.

Supraalimentarea realizată prin utilizarea energiei gazelor de evacuare se efectuează în două moduri: folosind direct energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformând energia cinetică a gazelor de evacuare în lucru mecanic de compresiune (fig. 2.1 b)) și combinată cu cea mecanică (fig. 2.1 c)).

Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau iară utilizarea energiei gazelor de evacuare. Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se utilizează, în general, la motoarele mici. Acest sistem se numește supraalimentare cu compresor antrenat mecanic.

SUPRAALIMENTAREA MECANICĂ

Aproximativ 80% din motoarele supraalimentate destinate comercializării sunt dotate cu turbocompresoare, astfel încât numărul realizărilor notabile în care sunt utilizate compresoare mecanice este relativ redus.

Fig 3.8. Schema generală de supraalimentare mecanică

În figura 3.8 sunt prezentate elementele principale ale schemei de supraalimentare mecanică. Conform schemei, aerul aspirat din atmosferă prin intermediul unui filtru 1 este comprimat de către un compresor 2, după care este introdus în galeriile de admisie 3 ale motorului 4. Pentru creșterea randamentului de umplere al motorului între compresor și galeriile de admisie poate fi introdus un răcitor intermediar de tip aer-aer 5.

Compresorul 2 este antrenat de la arborele motorului prin intermediul unei transmisii 6. În general raportul de transmisie dintre motor și compresor este supraunitar, transmisia având rol de multiplicator. Între motor și compresor poate fi introdus un cuplaj electromagnetic 7 cu rol de a modifica corelația dintre turația motorului și turația compresorului.

Pentru funcționarea îndelungată la sarcini parțial joase ale motorului, în circuitul de admisie poate fi introdusă o valvă 9 și o conductă de by-pass 10 cu rol de șuntare a compresorului.

Ca element de siguranță în circuitul presurizat poate fi introdusă o supapă mecanică limitatoare „pop-off” 11. Supapa 11 poate fi utilizată și pentru controlul electronic al presiunii de supraalimentare, caz în care supapa este înlocuită cu o electrovalvă rapidă.

III.4 SOLUȚII CONSTRUCTIVE DE COMPRESOARE MECANICE

La acest tip de compresoare debitul de aer furnizat este în principiu independent de saltul de presiune introdus de compreesor și depinde aproximativ numai de turația de antrenare. Deși numărul aplicațiilor este redus, există o diversitate de soluții și principii constructive în acest domeniu, însă, în general performanțele acestora sunt comparabile.

III.5 COMPRESORUL CU PALETE

Literatura de specialitate și aplicațiile tehnice cunoscute prezintă o multitudine de variante conceptuale și constructive ale compresoarelor cu palete. Dintre acestea cel mai folosit în tehnica supraalimentării în epoca de pionierat este compresorul cu palete cu rotor excentric de tip Witting, a cărui principiu de funcționare este prezentat în figura de mai jos.

Fig 3.9. Compresor cu palete

La acest tip de compresor paletele se învârt o dată cu rotorul și sunt montate în fante radiale practicate în acesta. La fiecare rotație completă a rotorului fiecare paletă execută o mișcare radială cu elongația egală cu 2E unde E reprezintă excentricitatea constructivă de montaj a arborelui rotorului față de axa statorului.

Principiu de funcționare este bazat pe variația volumului cuprins între două palete succesive. Această variație de volum, asociată cu dispunerea optimă a ferestrelor de admisie și de refulare, permite realizarea ciclică a fazelor de aspirație, comprimare și refulare a aerului.

Fig 3.10. Caracteristicile sarcinii la un compresor cu palete

În figura 3.10. sunt prezentate caracteristicile unui compresor cu palete destinat supraalimentării unui motor de competiție care furnizează 483 CP. Se poate remarca că în cea mai mare parte a plajei de funcționare, randamentul este superior valorii de 50% fiind în general mai ridicat pentru condițiile reale de funcționare pe automobil.

Cu toate acestea numai utilizarea compresoarelor cu palete este limitată din cauza funcționăriii la turații joase. Unul dintre motivele care obligă la adoptarea unor turații de funcționare coborâte este legat de apariția uzurilor rapide între palete și rotor la turații mari, cauzate în principal de forțele Coriolis. Reproiectarea compresorului pentru turații scăzute alterează în mod negativ dimensiunile de gabarit care nu sunt atractive pentru dispunerea sub capota unui automobil clasic.

De regulă compresorul cu palete este antrenat direct de la axul motorului în cazul motoarelor lente, sau prin demultiplicarea turației de aproximativ două ori în cazul motoarelor mai rapide. Din acest punct de vedere randamentul transmisiei mecanice este superior față de alte compresoare mecanice.

În ultima perioadă studii conceptuale fundamentale au permis realizarea unor compresoare cu palete destinate supraalimentării la care dezavantajele enumerate sunt în mare măsură atenuate. În figura 3.11. este prezentată o secțiune transversală printr-un compresor destinat supraalimentării joase prin antrenare directă (1/1) de la arborele motor, produs de firma Bendix.

La acest tip de compresor fiecare paletă se poate roti liber în jurul unui ax coaxial cu axa alezajului carcasei. Paletele sunt antrenate de un tambur plasat excentric în interiorul alezajului, aproximativ tangent la peretele interior. Între fiecare paletă și tambus se găsește o articulație complexă care asigură atât mișcarea de translație căt și mișcarea de rotație. Acest tip de compresor prezintă avantajul absenței contactului mecanic dintre palete și carcasa statorică.

Fig 3.11. Compresor cu palete fără atingere

În timpul funcționării realizarea modificării volumului dintre două palete succesive este obținută prin modificarea unghiului dintre palete și corelarea cu volumul cuprins între tambur și alezaj, astfel încât nu mai este necesară o mișcare de translație a paletelor. În acest mod forțele Coriolis sunt preluate integral de către articulația centrală.

III.6 COMPRESOARELE CU LOBI

Compresoarele cu lobi sunt considerate un caz particular al generatoarelor cu angrenare exterioară, la care rotoarele sunt prevăzute cu doi sau mai mulți lobi aflați în angrenare.

Datorită numărului redus de „dinți”(lobi), „modulul” acestor compresoare este foarte mare, ceea ce are ca efect, furnizarea la orificiul de refulare, a unui debit ridicat de fluid. În figurile de mai jos sunt prezentate vedere ale unor asemenea compresoare, precum și principiul lor funcțional.

Fig. 3.12. Tipuri de compresoare cu lobi

Lichidul pătrunde în corpul pompei prin orificiul de aspirație și este apoi transportat spre orificiul de refulare de către camerele formate între lobi și carcasa compresorului.

Rotoarele compresoarelor cu lobi au un profil curbiliniu special care asigură contactul după o generatoare pentru orice poziție unghiulară.

III.7 COMPRESORUL ROOTS

Compresorul Roots a fost inventat în anul 1860 și a fost utilizat inițial pentru ventilația minelor. Acest tip de compresor a început să fie dezvoltat pentru aplicațiile auto la începutul secolului XX în paralel de către firmele Mercedes și Fiat. Primul „Grand Prix d’Europe” obținut de un automobil Fiat 805 supraalimentat de un compresor tip Roots dezvoltat independent de firma Fiat. Merită prezentat faptul că în 1923 motorul Fiat de 2 litri dezvolta 140 CP în condițiile unei presiuni de supraalimentare de 0,4 bar și a unui combustibil de calitate inferioară. În plus compresorul putea fi utilizat numai când era necesară dezvoltarea puterii maxime.

Funcțiile de admisie, compresie și refulare sunt obținute prin mișcare de rotație sincronă a două rotoare rectilinii cu doi lobi.

Corelarea poziției, defazate la 90˚ a celor două rotoare, se realizează prin antrenarea cu o pereche de roți dințate cilindrice de precizie, plasate în exteriorul camerei de compresie.

Fig 3.13. Fazele de funcționare ale compresorului Roots

În figura 3.13. sunt prezentate fazele de funcționare ale compresorului Roots. Unul din avantajele principale ale compresorului Roots față de compresorul cu palete, constă în pierderi mecanice reduse întrucât în timpul funcționării nu există frecări între lobi și carcasa compresorului.

Lipsa contactului mecanic are însă și un aspect negativ manifestat prin reducerile de debit cauzate de lipsa de etanșeitate. Reducerile sunt procentual cu atât mai mari cu cât sarcina este mai mică iar raportul de compresie mai mare. Pentru micșorarea reducerilor de debit, rotoarele se realizează cu o acuratețe deosebită și este utilizatefectul de „labirint”.

Cele mai performante realizări utilizează teflon la construcția rotoarelor, caz în care funcționarea este de tipul „aproape în atingere”.

În figura 3.14. este prezentată concepția generală a compresorului Roots împreună cu ansamblul de caracterisitici ale unui compresor destinat supraalimentării unui motor de 1,3÷1,5 litri.

Caracterisitica de bază a acestui tip de compresor este un debit cu impulsuri importante, ceea ce are ca rezultat apariția a două inconveniente. Primul constă într-un randament global care descrește rapid o dată cu creșterea raportului de compresie, iar al doilea inconvenient este legat de zgomotul produs în funcționare.

Caracteristicile tipice ale acestui compresor prezintă o scădere rapidă a randamentului pentru funcționare la suprapresiuni importante dar și posibilitatea de funcționare la turație ridicată.

Fig 3.14. Compresorul Roots

Această ultimă calitate împreună cu simplitatea constructivă și cu prețul de cost scăzut sunt elemente care au permis menținerea în permanență a unui sector limitat de aplicații.

III.8 COMPRESORUL EATON – ROOTS

În figura 3.15. se prezintă concepția generală a compresorului Eaton Roots.

Fig 3.15. Compresorul Eaton-Roots cu lobi spiralați

Mișcarea sincronă arotoarelor este realizată prin utilizarea unei perechi de roți dințate cu raportul de transmisie unitar, plasate în exteriorul camerei de compresie.

Compresorul Eaton-Roots este în esență o perfecționare a compresorului Roots realizată de specialiștii firmei Eaton. O parte din dezavantajele compresorului Roots au fost diminuate prin utilizarea unor rotoare cu trei lobi spiralați.

Spre deosebire de compresorul Roots la care lobii sunt rectilinii, prin curbarea lobilor se permite realizarea unei compresii treptate cu efecte pozitive în ceea ce privește scăderea impulsurilor de presiune și a zgomotului, precum și creșterea presiunii medii livrate. Randamentul compresorului depășește 50% în cea mai mare parte a plajei de funcționare. Performanțele superioare față de compresorul Roots corerlate cu simplitatea constructivă și fiabilitatea în funcționare au impus acest tip de compresor la majoritatea modelelor supraalimentate destinate comercializării.

Cele mai cunoscute aplicații ale compresoarelor Eaton-Roots se găsesc la automobilele Mercedes din gama „Kompressor” și la automobilele Jaguar XJR.

Firma Eaton a dezvoltat o serie unitară de compresoare mecanice pentru întreg domeniul de supraalimentare, dintre care, compresoarele destinate supraalimentării motoarelor Otto cu cilindree între 2 și 3 litri au un volum teoretic de 0,75-1 litri pe rotație.

Din acest motiv compresoarele Eaton-Roots sunt antrenate prin multiplicarea turației motorului de aproximativ două ori.

III.9 COMPRESORUL SPRINTEX

Pentru creșterea performanțelor prin scăderea pulsațiilor presiunii livrate de compresor, una dintre soluții este aceea de a crește numărul lobilor și eventual de a realiza rotoare cu număr diferit de lobi. În acest context compresorul Sprintex a fost imaginat ca o îmbunătățire a compresorului Roots, fără însă să folosească tehnica lobilor curbați utilizată la compresorul Eaton-Roots.

Fig 3.16. Compresor cu lobi multiplii și rotoare diferite

Principial acest compresor este realizat cu un rotor cu lobi concavi și un rotor cu lobi convecși.

Numărul diferit de lobi ai celor două rotoare implică turații diferite care sunt obținute prin antrenarea cu o pereche de roți dințate cu raportul de transmisie 2/3.

Compresorul Sprintex are caracteristici tehnice superioare față de compresorul Eaton-Roots dar necesită tehnologii de prelucrare mai complexe.

Un alt dezavantaj este acela că la aceași volum teoretic de rotație, compresorul Sprintex are dimensiuni mai mari. Din cauza prețului de cost mai ridicat și fără avantaje esențiale, utilizarea acestui compresor prezintă un caracter ocazional.

III.10 COMPRESORUL PIERBURG

Din punct de vedere constructiv, compresorul Pierburg este prevăzut cu piston rotativ.

Pistonul rotativ cu trei lobi orbitează în interiorul unei camere de compresie cu patru lobi. Ca diferență cinematică față de motorul Wankel, apare mișcarea de rotație a camerei de compresie în același sens cu mișcarea orbitală a pistonului.

Fig. 3.17. Compresor cu piston orbital

Mecanismul de antrenare și sincronizare a pistonului și a camerei de compresie realizează mișcările de rotație a pistonului și a camerei de compresie cu raportul de transmisie 3/4 și în același timp, realizează și mișcarea orbitală a pistonului. Admisia și refularea aerului se realizează prin fante laterale nefigurate.

Pentru echilibrarea rotorului se pot utiliza contragreutăți sau al doilea piston decalat la 180˚, caz în care cresc performanțele datorită scăderii pulsațiilor aerului refulat.

Compresorul Pierburg poate realiza rapoarte de compresie mult mai mari comparativ cu celelalte compresoare volumetrice, motiv pentru care din punct de vedere teoretic este indicat pentru supraalimentare parametrică. Prețul de producție și complicațiile constructive au limitat utilizarea acestui tip de compresor la fazele experimentale ale unor prototipuri.

III.11 COMPRESORUL G-LADER

Inventat în anul 1905, compresorul G-Lader este utilizat pentru supraalimentare exclusiv de către firma Vlokswagen. Denumirea de „G” provine de la secțiunea transversală a compresorului care în esență reprezintă o spirală cu galeria de refulare perpendiculară pe planul spiralei.

În figura 3.18. este prezentat schematic și simplificat compresorul G-Lader. Pistonul 1 are forma unei benzi spirale care execută o mișcare plan paralelă în interiorul unui ”cilindru” 2 fix, cu secțiune de asemenea sub formă de spirală. În scopul acționării, pistonul 1 este realizat solidar cu un platou 3, antrenat de la axul motorului prin intermediul a doi excentrici 4 și 5. Excentricii 4 și 5 sunt sincronizați printr-o curea dințată 6, astfel încât platoul 3 execută o mișcare plan paralelă de precizie. Echilibrarea dinamică a platoului este realizată cu o contragreutate 7, plasată aproximativ simetric cu începutul pistonului 1.

Fig 3.18. Compresorul G-Lader

În figura 3.18. sunt prezentate fazele de funcționare ale compresorului G-Lader pentru pozițiile extreme ale excentricelor de acționare.

Se poate remarca faptul că ambele suprafețe ale pistonului spiral sunt active și procesează volume diferite de aer. Din acest motiv pulsațiile presiunii nu sunt egale, ceea ce afectează în mod negativ randamentul de umplere al motorului.

Pentru micșorarea acestui neajuns se preferă antrenarea compresorului la o turație mai mare decât cea a motorului de aproximativ 1.5 ori, turația maximă admisă în funcționare fiind 1000 rot/min. De asemenea, din punct de vedere constructiv sunt utilizate două rotoare cu funcționare decalată la 180˚.

Fig 3.19. Fazele de funcționare ale compresorului G-Lader

Pentru creșterea randamentului, compresorul este prevăzut cu segmenți de etanșare care au de asemenea formă spirală și sunt montați în pereții laterali ai cilindrului. Din acest punct de vedere compresorul G-Lader prezintă unul dintre cele mai bune randamente întâlnite în tehnica supraalimentării mecanice.

III.12 COMPRESORUL LYSHOLM

Compresorul Lysholm este conceput după principiul șurubului fără sfârșit. Rotorul compresorului reprezintă un șurub cu mai multe începuturi montat în interiorul unei camere de compresie cilindrică. Din punct de vedere constructiv pasul șurubului este de câteva ori mai mare decât lungimea, astfel încât se pot obține randamente și rapoarte de compresie convenabile. În figura 1.18. este prezentată o secțiune longitudinală prin compresorul Lysholm.

Fig 3.19. Compresorul Lysholm

Gabaritul redus, siguranța în funcționare și mai ales raportul mare lungime/grosime pot constitui în unele cazuri particulare avantaje importante.

Ca dezavantaj major se poate menționa tehnologia complicată de fabricare a rotorilor și zgomotul în funcționare. Turația ridicată necesară pentru realizarea unei eficiențe convenabile, implică aplicarea unor soluții constructive pretențioase și echilibrare de precizie a rotorului.

TURBO-COMPRESORUL

Un turbocompresor este instalat pe colectorul de gaze arse al motorului. Gazele evacuate din cilindri invart turbina, care functioneaza ca si un motor cu turbina pe gaz. Turbina este legata de un ax la compresor, care este localizat intre filtrul de aer si distribuitor. Compresorul ridica presiunea aerului care intra in pistoane.
Gazele de evacuare de la cilindrii trec prin lamele turbinei, si le fac sa se invarta. Cu cat mai multe gaze trec printre lame, cu atat mai repede se invart.
La celalalt capat al axului pe care este atasata turbina, compresorul pompeaza aer in cilindrii. Compresorul este un fel de pompa centrifuga – absoarbe aerul in centrul sau si il expulzeaza in exterior in timp ce sa invarte. Pentru a rezista la viteze de pana la 150.000 rpm, axul turbinei trebuie sa fie sustinut foarte bine. Majoritatea rulmentilor ar exploda la viteze asa de mari, prin urmare majoritatea turbucompresoarelor  folosesc un rulment fluid. Acest tip de rulment sustine axul pe o pelicula foarte subtire de ulei care este mentinuta constant in jurul axului. Acest lucru se face cu doua scopuri: raceste axul si unele dintre celelalte componente si permite axului sa se invarta fara sa se produca prea multa frictiune. Exista un “schimb” cand vine vorba de producerea unui turbocompresor pentru un motor. Se poate renunta la unele aspecte pentru function nalitate sau performanta.

Piața turbocompresoare modernă este diversă, deoarece producătorii se străduiesc să ofere tehnologii îmbunătățite pentru reducerea emisiilor de gaze de eșapament. Există numeroase variante de tehnologie disponibile pe piața comercială, precum și în curs de dezvoltare. Tehnologia de bază este turbocompresorul cu geometrie fixă, care constă din roți de turbină și compresor conectate printr-un arbore comun. Sistemele de turbocompresie asistate electric utilizează mașini electrice în modul de motorizare pentru a imprima o putere suplimentară pe arborele comun în timpul operării cu sarcină scăzută pentru a îmbunătăți performanța variantei de geometrie fixă. Dispozitivele VG utilizează diferite modele și / sau sunt utilizate în moduri diferite pentru a modifica zona secțiunii transversale a carcasei sau orificiului de intrare care dirijează gazul de eșapament în rotorul turbinei; aceste dispozitive pot fi de asemenea cuplate cu difuzoare pentru a efectua geometria variabilă a compresorului. Chiar dacă nu este direct legată de stimularea (dar numai de recuperarea energiei), un sistem suplimentar care poate fi inclus aici este turbo-amestecarea. Aceasta este o tehnologie de recuperare a energiei termice a deșeurilor utilizând o turbină de putere suplimentară pentru a recupera energia în două forme: mecanice sau electrice. În cazul comprimării electrice cu turbină, energia este transferată ca energie electrică și transmisă prin intermediul bateriei la motor sau la auxiliari de la vehicule; varianta mecanică alimentează energia cinetică înapoi în motor utilizând o transmisie cu raport ridicat. Turbocompresarea secvențială este o opțiune suplimentară care implică utilizarea a două (de obicei) sau mai multe turbocompresoare de diferite dimensiuni care funcționează integral sau parțial în ordine. Un turbocompresor mic este utilizat la viteze reduse datorită inerției reduse și un al doilea turbocompresor mai mare este utilizat la viteze mai mari ale motorului, de obicei cu o etapă intermediară în care ambele pot fi în funcțiune. În ciuda greutății clare, a costurilor și a inerției termice inerte, această tehnologie devine din ce în ce mai importantă în satisfacerea cererii de densitate energetică crescută de la motoarele viitorului.

Cum funcționează turbocompresorul

Pentru a produce puterea mecanică, un motor cu combustie internă are nevoie de combustibil și aer (oxigen). Cantitatea de combustibil injectat în motor depinde de cantitatea de aer tras în cilindri. Nu este nici un punct de a injecta prea mult combustibil, dacă nu este suficient aer, deoarece nu va arde (pentru că nu va avea oxigen).

În funcție de metoda de introducere a aerului în cilindri, există două tipuri principale de motoare cu combustie internă:

-aspirat natural (denumit și motoare atmosferice): în care aerul este aspirat în cilindri datorită mișcării pistonului, care creează volum în timp ce se deplasează spre centrul mort inferior

-inducție forțată (denumită și supraalimentare): în care aerul este forțat (împins) în cilindri de un compresor.

Pentru motoarele cu aspirație naturală, presiunea aerului de admisie (absolut) este întotdeauna mai mică decât presiunea atmosferică (1,0 bar). La turația de mers în gol, presiunea aerului de admisie este în jur de 0,5 bar și se apropie de 1,0 bar în timpul încărcării maxime .

Pentru motoarele suprapuse, domeniul presiunii aerului de admisie (absolut) depinde de tipul de motor. De exemplu:

-benzină (motor cu aprindere prin scânteie MAS): 0,5 bari la turația de mers în gol și 1,5 – 2,5 bari la sarcină maximă

-motor diesel (MAC – aprindere prin compresie): 1,0 bar la turația de mers în gol și 2,5 bar la sarcină maximă

Presiunea aerului de presiune asigurată de turbocompresor poate fi relativă la presiunea atmosferică sau absolută. O presiune de creștere de 1,5 bari (relativă) înseamnă 2,5 bari (valoare absolută) deoarece:

2,5 bar (presiune absolută de admisie) = 1,5 bari (creștere) +1,0 bar (atmo)

Presiunea maximă de creștere (relativă) este de aproximativ 1,5 bari pentru autoturisme, ajungând până la 2,5 – 3,0 bari pentru motoarele de înaltă performanță.

Supraîncărcarea cu aer de admisie poate fi obținută cu:

-încărcătoare mecanice: compresorul este acționat de arborele cotit; compresorul și motorul au o legătură directă (mecanică)

– turbocompresoare: compresorul este legat mecanic de o turbină, care este pusă în mișcare de fluxul gazelor de eșapament; acolo unde nu există o legătură directă între compresor și arborele cotit, turbocompresorul și motorul (arborele cotit) sunt legate termodinamic

– suprasarcină de presiune: compresorul este acționat de gazele de eșapament, dar există, de asemenea, o nevoie de o legătură mecanică între motor și compresor pentru a sincroniza compresorul; motorul și compresorul sunt legate termodinamic și mecanic

Principalul avantaj al supraîncărcării este acela că mai mult aer poate fi introdus în motor, ceea ce permite arderea mai multor combustibili, mărind astfel puterea specifică a motorului cu combustie internă.

Motoarele cu turbocompresoare se bazează pe un turbocompresor pentru a comprima aerul de admisie. Cel mai simplu aranjament este utilizarea unei singure etape, a unei geometrii fixe, a unui turbocompresor cu o limitare a presiunii de torsiune.

3.2.CONSTRUCTIA TURBO-COMPRESORULUI

Din punct de vedere principal configurația unui turbocompresor pentru utilizare auto este prezentata in fîg.3.1.

Fig. 3.1.

Configurația turbocompresorului

Primul element al turbocompresorului in sensul curgerii fluxului de gaze este compresorul centrifug. Aerul intra in compresor printr-o priza de aer (PA) conectata prin intermediul unei tubulaturi la un filtru de aer.

Aerul este antrenat câtre discul compresorului (DC), prevăzut de cele mai multe ori cu aproximativ 12 palete monobloc din aliaj de aluminiu.

Primele compresoare au fost prevăzute cu palete radiale insa studiile structurale și aerodinamice ulterioare au permis dezvoltarea paletelor curbate spre înapoi care permit randamente ridicate la dimensiuni si turatii mai mici. Pentru turbocompresorului de serie discul compresorului este realizat prin microfaziune iar pentru utilizarile competiționale discul compresorului este prelucrat prin așchiere pe mașini unelte speciale. Aceasta soluție permite realizarea unei rezistente structurale deosebite precum si rapoarte de comprimare mai mari ca 5.

Realizarile de mare performanta ajung la turații de peste 200000 rot/min ceea ce implica viteze periferice ale paletelor de peste 650m/s, în condiții în care temperatura aerului la ieșirea din discul compresorului ajunge la 180°C iar la ieșirea din compresor la 300°C.

In interiorul compresorului are loc prima faza de comprimare a aerului datorită efectului centrifug.

Faza a doua de comprimare se obține cu ajutorul unui difuzor care are rolul de a transforma energia cinetică a aerului care iese din paletele compresorului, in presiune.Difuzoarele compresoarelor cu utilizare auto sunt în cea mai mare parte din cazuri nepaletate și fară canale. Soluția constructiva fară palete este mai puțin avantajoasă din punct de vedere al randamentului însă este impusa de plaja larga de funcționare și de prețul de cost. La ieșirea din difuzor aerul este colectat în voluta de evacuare (VE) dupa care este trimis prin întermediul unui răcitor intermediar (intercooler) în galeria de admisie a motorului.

Dupâ parcurgerea întregului ciclu motor, fluidul de admisie este transformat în gaze arse fiind introdus în turbina, care are funcția de antrenare a compresorului.

Galeria de evacuare a motorului este cuplată la voluta de admisie (VA) a turbinei care are rolul de a direcționa gazele arse în distribuitorul turbinei (DST).

La motoarele cu peste 4 cilindri uneori voluta de admisie poate avea doua intrări diferite în scopul utilizarii optime a undelor de presiune. In acest caz fiecare intrare este conectatâ la un grup de cilindri care furnizează impulsuri de gaze evacuate la momente echidistante.

Distribuitorul turbinei are rolul de a transforma energia termica a gazelor arse în energia cinetică cu o importantă componenta a vitezei tangențiale, astfel încât eficiența turbinei sâ fie maximă.

Distribuitorul turbinei în variantă clasică este farâ palete și cu o singura spiră care asigură ieșirea gazelor aproximativ tangențiala.

Turbocompresoarelor la care voluta de admisie este prevăzuta cu două intrari, pot fi realizate și cu două spirale.

Gazele arse accelerate de distribuitor sunt trimise în discul turbinei (DT) unde energia gazelor este transformată în energie mecanică la arborele turbinei.

Discul turbinei este de tip centripet fiind proiectat în urma unui triplu compromis între randament, rezistență mecanica și inerție.

Unul dintre cele mai mari dezavantaje ale turbocompresomlui este întârzierea la accelerare care apare din cauza momentului de inerție propriu al grupului rotitor al turbocompresorului.

Intârzierea la accelerare mărește cu câteva secunde timpul în care motorul poate trece de la un regim cu sarcină parțiala redusă la regimul de cuplu maxim. Intârzierea la accelerare este considerata principalul inconvenient în sfera competitionalâ șî în genere este cunoscută sub denumirea englezeascâ "turbo-lag".

Discul turbinei este construit din materiale cu masă proprie mare (Nimonic, Inconel,etc.) și din acest motiv, este elementul care influențează în cea mai mare măsura fenomenul "turbo-lag”.

Discul turbinei este conceput în așa fel încât sâ rezulte cu diametru cât mai mic și să fie foarte îngrijit prelucrat între doi paleți alăturati, în ideea de a reduce cât mai mult momentul de inerție.

In cele mai multe cazuri, randamentul turbinei este sacrificat în favoarea unei inertii scăzute. Pentru aplicatiile curente randamentul turbinei nu atinge valori deosebite fiind asemănător cu cel at compresorului (nu depășește 70%).

Prin reducerea diametrului turbinei se pot reduce și solicitarile centrifuge ale paletelor însâ scăderea vitezei periferice trebuie compensata prin proiectarea discului turbinei pentru funcționare la temperaturi foarte ridîcate ale gazelor arse (peste 1100°C în cazul motoardor de Fl).

Astfel la turbocompresoarele de mare performanță este utilizatâ ceramica refractară pentru realizarea discului turbinei.

După ce traversează discul turbinei (și cedează cea mai mare parte din energie) gazele arse ajung în difuzorul de evacuare (D) proiectat pentru recuperarea ultimilor fracțiuni din energia încă prezentă în gazele arse. Pentru automobilele moderne difuzorul este proiectat astfel încât temperatura gazelor arse să nu coboare sub limita de eficientă a catalizatorilor.

Turbina acționează compresorul prin intermediul unui ax (A) care se sprijină pe doi cuzineți radiali lubrifiați cu același ulei utilizat în motor. Turbocompresoarele sunt prevăzute și cu un al treilea cuzinet, axial, necesar pentru preluarea forțelor axiale care apar în grupul rotilor, însă aceste forțe sunt reduse datoritâ montajului "back-to-back" (spate in spate) al compresorului și al turbinei.

3.3.LAGĂRELE TURBO-COMPRESORULUI

Lagărul turbinei are în prîncîpiu o construcție simplă dar este prelucrat cu tehnologie de mare precizie. Soluția constructivă clasica este de tip cuzinet monobloc cilindric.

La turbocompresoarele de mare performanțâ sunt utilizate lagăre dinamice care au proprietatea de a realiza doua filme de ulei.

Filmul de ulei principal este realizat între suprafața interioara a cuzinetului și axul n turbocompresorulu. Intre suprafața exterioară a cuzinetului și carcasa turbocompresorului este realizat un al doilea film de ulei secundar.

In cazul în care cuzinetul este montat liber în carcasă, în timpul funcționârii acesta începe să se rotească. Astfel este posibil ca filmul de ulei principal să aibâ o solicitare mai redusă, diferența de turație fîind preluată de filmul de ulei secundar.

In cazul în care cuzinetul este montat liber în carcasă, în timpul funcționării acesta începe să se rotească. Astfel este posibil ca filmul de ulei principal sa aibă o solutie mai redusa, diferența de turație fîind preluată de fîlmul de ulei secundar.

In cazul în care cuzinetul este montat fix, filmul de ulei secundar asigură numai poziționarea mai poate fi folosit și pentru preluarea dilatărilor diferite ale pieselor din apropierea discului turbinei (DT).

Solicitările termice ale cuzinetului pot fi reduse prin realizarea unei cavitați în jurul acestuia, prin care circulă ulei cu rol de râcire.

La turbocompresoarele modeme este realizată o racire suplimentară, care folosește apă din circuitul de răcire al motorului.

Pentru a preveni scăparile de gaze din turbinâ, etanșarea se realizează cu un segment din oțel termorezistent.

fîg. 3.2. este prezentată construcția unui lagâr de tip dinamic.

Fig.3.2.lagar dinamic

Dîn cauza încălzirii mari a lagărului turbinei, dimensiunile de proiectare sunt cele corespunzătoare regimului de temperatură stabilizat. De aceea în stare rece grupul turbocompresorului prezintâ un joc tehnologic care este preluat în timpul funcționării de filmele de uleî și de dilatarea diferită a elementelor constructive.

Uleiul care se pierde prin lagar in condiții de functionare aflate sub temperatura de regim, este colectat printr-un canal prevăzut din construcție și se întoarce în baia de ulei a motorului.

Lagarul compresorului poate fi realizat după aceeași solutie constructivă, însa tipul etanșării poate să difere datorita regimuiui termic mai redus și datorita necesitâții asigurării unei mai bune etanșări decât la turbinâ.

în Fig.3.3. este prezentată construcția unui lagăr de compresor.

Fig.3.3.Lagarul compresorului

Etanșarea superioară a compresorului este necesară întrucât pierderile de aer introduc erori de măsură ale traductorului de debit de aer (TDA) dacă acesta este plasat în amonte de compresor (clasic).

Etanșarea turbinei este mai puțin importantâ înlrucât gazele scăpate de segment ajung împreună cu uleîut de ungere în baîa de ulei a motorului dupâ care sunt recirculate împreună cu gazele scâpate pe lângă segmenții pistoanelor.

La turbocompresoarele modeme etanșarea compresorului se realizează cu presetupa grafitata care asagură prin preluarea permanenta a uzurii o etanșare de bună calitate pentru toatâ durata de funcționare a compresorului. De regulă lagărul compresorului este prevăzut și cu un al doilea cuzinet care preia eforturile axiale.

3.4. Circuitele auxiliare ale turbocompresorului

în fig. 3.4. sunt prezentate circuitele auxiliare ale unui turbocompresor modem.

Fig.3.4.circuitele auxiliare ale turbocompresorului

Circuitul de ulei are rolul de a asigura ungerea lagăretor și râcirea acestora. Uleiul sub presiune este preluat din circuitul de ungere al motorului (eventual prin-un radiator suplimentar) și este introdus în turbocompresor printr-un radiator suplimentar) și este introdus în turbocompresor printr-un orificiu practicat la partea superioara a carcasei

lagărelor.

Ulterior, uleiul este dirijat prin intermediul unei rampe orizontale care este în legăturâ directa cu lagărele radiale și cu lagarul axial. Capătul dînspre turbină al rampei comunica prin intermediul unui onficiu calîbrat cu un bnzunar de ulei (cu rol de răcire) realizat parțial în jurul lagarului turbinei. Din buzunarul de râcire uleiul se scurge prin orificiu de nivel în colectorul de ulei al turbocompresorului plasat sub carcasa lagărelor.

Uleiul pierdut din lagărele radiale, ajunge de asemenea în colectorul de ulei, printr-o degajare centrala special executata în partea inferioarâ a carcaseî lagârelor.

In acest fel tot uleiul utilizat de câtre turbocompresor este recuperat în colectorul de ulei dupâ care prin câdere liberâ ajunge în baia de ulei a motorului.

Circuitul apei este necesar pentru o mai bună răcire a lagarului turbmei și pentru răcirea volutei turbinei.

Apa este preluatâ din circuitul de răcire al motorului și este introdusâ în turbocompresor tot printr-un orificiu practicat în partea superioarâ a carcasei lagârelor.

Apa este dirijatâ într-un manșon realizat în jurul lagărului turbinei cu un capac profilat sau ctuar dintr-o fustâ a volutei turbinei. Dupa ce parcurge interiorul manșonului și preia câldura acestuia, apa este evacuatâ pe la partea inferioarâ dupâ care este dirijatâ, în cele mai multe cazuri direct în vasul de expansiune al instalației de racire a motorului.

Aceastâ soluție este utilizată din cauza faptului că o datâ cu oprirea motorului circulația apei încetează și, din cauza căldurii acumulate m turbinâ și în voluta turbinei, este posibil ca temperatura apeî din manșonul de râcire să depâșească punctul de fierbere.

Vaporii de apa care rezultâ sunt descărcați în vasul de expansiune unde condensează și în acest mod este evitata presurizarea instalației de râcire.

La motoarele la care nu este posibilă această variantă principală se folosește, special pentru circuitul de apă al turbocompresorului, o pompă suplimentară electricâ care, după oprirea motorului, rămâne conectată o perioadă de timp.

3.5. INSONORIZAREA TURBO-COMPRESORULUI

In mod evident, zgomotul produs de motorul unui automobil trebuie sâ fie la un nivel cât mai scăzut. Din punct de vedere principal, motoarele supraalimentate cu turbocompresor sunt mai silențioase decât alte motoare de putere compatibilă, datorită amplitudnii mai mici a pulsațiilor gazelor arse la ieșirea din turbină.

Cu toate acestea turbocompresorul poate genera anumite zgomote specifice, care din cauza unor condiții nefavorabile de montaj, pot deveni neplăcute.

0 sursă importantă de zgomot o reprezintă pulsațiile de presiune ale aerului la ieșirea din compresor.

Frecvența acestor pulsații este aproximativ egală cu frecvența de rotație a grupului turnat înmulțită cu numărul de palete al compresorului. De aceea, acest tip de zgomot are de regulă frecvențe ultrasonore și deranjeazâ mai puțin. De asemenea acest zgomot poate fi atenuat în mare măsură prin utilizarea unor racorduri elastice din cauciuc insonorizat (cu teflon sau fibre de carbon) pentru cuplarea compresomlui la tubulatura de admisie.

în aceste condiții zgomotul principal produs de un turbocompresor corespunde însâ frecvenței de rotație a grupului turnat.

Aceastâ frecvență se situează în mod uzual în intervalul 0,8 – 2 khz și se suprapune în mare măsură cu zona de sensibilitate maximă a urechii umane. Sursa principală a acestui zgomot provine de la dezaxarea discului compresorului șî din cauza degajărilor de echilibrare dmamică practicate în acesta. Pentru atenuarea acestui zgomot unii producători realizează decuplarea acustica a volutei compresorului care este principalul

generator de zgomot în exterior.

In fig.3.5- este prezentat sistemul de izolație radială al volutei compresorului utilizat de firma KKK.

Cuplaj

sintetic

Fig.3.5. Insonorizare radiala tip kkk

In principiu sistemul constă în introducerea unui element de cuplare sintetic între peretele interior al volutei și carterul compresorului astfel încât in traseul acustic este introdus un salt de impedanță.

3.6 SOLUȚII CONSTRUCTIVE PENTRU REGLAJUL TURBO-COMPRESORULUI

3.6.1 `Supapa "waste-gate" (poartă de scăpări) este în principiu un by-pass al turbinei compresorului, care permite ca o parte din gazele provenite dm colectorul de evacuare al motorului să treacă direct in tubulatura de evacuare iară să cedeze energie în turbină.

Debitul de gaze care ocolește turbina poate fi reglat în functie de sectiunea de trecere a suprafeței. In cele mai multe din cazurile supapa waste-gate este acționată direct de către o capsulă pneumatică alimentată cu aer sub presiune produs de compresor.

Acest sistem de reglaj direct permite ca o dată cu creșterea presiunii livrate de compresor sâ creascâ și secțiunea de trecere a gazelor care ocolesc turbina. In acest mod sistemul de supraalimentare și motorul se autostabilizează la o presiune relariv constantâ.

Din punct de vedere constructiv, ansamblul supapei poate fi realizat în comun cu voluta turbinei și face parte integrantă din construcția turbocompresomlui.

In fig.3.6. este prezentat ansamblut turbină-supapă waste-gate.

Principiul de funcționare este foarte simplu și constă în faptul că la creșterea presiunii furnizate de compresor, capsula pneumatică împinge tija supapei waste-gate spre stânga, iar secțiunea de trecere a supapei crește corespunzător.

In acest mod se realizează o reacție negativâ globală a sistemului cu un important caracter stabilizator.

Sistemul prezentat este simphi din punct de vedere constnictiv și este utflizat pentru supraalimentare adițională sau supraalimentare constructivă ușoară.

Dezavantajele constau in încâlzirea excesivă a tijei supapei de gazele de evacuare și în faptul câ presiunea de ectulibru se regleazâ numai dm elasticitatea capsulei pneumatice, ceea ce exclude reglajul la utilizator, sau aplicații multiple pentru in model de turbocompresor dat.

Pentru micșorarea unora dm dezavantajele prezentate unii constructori (Porsche, Audi) preferă execuția supapei "waste-gate" ca un dispozitiv separat, plasat într-o zonă în care influența termică a turbocompresorului este mai puțin importantă.

In fîg.3.7. este prezentată instalația de evacuare a automobilului Porsche 944 Turbo.

Colector de evacuare

Fig.3. 7.Instalatia turbocompresorului la PORSCHE 944 Turbo

La această variantâ supapa este plasatâ în partea opusă turbocompresomlui fiind conectată în circuitul gazelor prin intennediul unei tubulaturi proprii.

în fig.3.8. este prezentatâ o secțiune prin ansamblul unei supape "waste-gate" cu montaj independent de poziția turbocompresorului.

Fig.3.8.AnsambluI supapei waste-gate

La varianta prezentată presiunea realizatâ de compresor este aplicată sub membrana elasticâ, astfel încât forța generată tinde să ridice supapa și să comprime arcul.

Se poate observa câ datorită realizârii corpului principal cu aripioare de răcire, temperatura membranei elastice în limite rezonabile chiar la regimuri foarte ridicate. Cu toate acestea, varianta prezentatâ mai sus este puțin utilizată din cauza tubulaturii, a creșterii prețului și a dificultaților de reglaj.

3.6.2. Supapa "waste-gate" reglabilă este soluția cea mai întâlnită la majoritatea constructonlor de turbocompresoare.

în fig- 3.9. este prezentata ansamblul turbina- supapă "waste-gate" reglabilă

Fig.3.9.supapa reglabila

Pentru înlâturarea dezavantajelor prezentate la supapa fară reglaj se urilizează o supapă rotitoare a cărei ax este scos în exteriorul carcasei turbuiei.

Axul supapei nu este solicitat în mod direct de gazele arse și din acest motiv etanșarea cu exterioml poate fi realizată mai simplu.

Mișcarea rectilinie de comandă generată de capsula pneumaticâ estre transmisă la axul supapei prin intermediul unei tije cu lungime reglabilă și a unei mici pârghii care transformâ mișcarea rectilime în mișcarea de rotație, ambele plasate in exteriorul turbocompresorului.

Presiunea de serviciu a turbocompresorului se reglează prin modificarea lungimii tijei, ceea ce este cunoscut de mecanicii din toată lumea cu titlul "more power with short bar" (putere mai mare cu tijă mai mică).

Cele mai muhe variante constructive sunt realîzate de asemenea ca parte întreagă a turbocompresorului însă pentru motoarele cu mulți cilindri (în special la cele de compresie) supapa "waste-gate" reglabilă poate fi realizată și ca un dispozitiv separat plasat de regulă direct pe galeria de evacuare.

In cazul supraalimentărîi parametrice cele mai multe variante realizează controlul electronic al supapei "waste-gate" prin diverse procedee care în esență permit modificarea electronică a presiunii din capsula pneumatică față de presiunea furmzatâ de compresor.

Sunt canoscute și soluții de acționare electrică directă, caz în care supapa "waste-gate" este realizatâ de asemenea separat.

Unul dintre dezavantajele principale ale sistemului de reglaj direct cu supapă "waste-gate" constă în aceea că o dată cu deschiderea supapei, o parte din energia gazelor arse este pierdută fară ca acestea să fie utilizată în turbină. Acest lucru deranjează în special la regimul tranzitoriu de accelerare unde utilizarea numai parțială a gazelor arse disponibile contribuie în mod evident la creșterea fenomenului "turbo-Iag". Pentru utilizarea completă a gazelor arse au fost imaginate diverse procedee de reglaj al randamentului turbinei, în așa fel încât gazele arse să treacă în totalitate prin turbină.

3. LIMITĂRILE TURBO-COMPRESOARELOR CU GEOMETRIE FIXĂ

Micșorând capacitatea cilindrică a motoarelor poate însemna un motor mai ușor, mai mic și mai compact, dar există limite pentru turbocompresoare în aceste cazuri. Până în prezent, turbocompresorul a fost utilizat mult mai frecvent la motoarele cu aprindere prin comprimare (CI-„compression ignition” eng.). Motoarele cu aprindere prin scânteie (SI-„spark ignition” eng.) sunt greu de echipat cu turbocompresoare datorită domeniului de turație mai mare și necesită să controleze cu atenție momentul de aprindere pentru a evita autoaprinderea. Motoarele SI funcționează adesea cu rapoarte reduse de compresie pentru a preveni aprinderea înainte de finalul compresiei.

Cea mai răspândită problemă a geometriilor fixe este întârzierea turbocompresorului; răspunsul întârziat și scăzut al turbocompresorului la sarcini scăzute ale motorului. Figura 3.1 prezintă contribuția majoră la întârzierea turbocompresorului pentru un motor cu aprindere prin scânteie. Cel mai mare contributor este inerția rotativă a turbinei; acest lucru se datorează faptului că fluxul de aer nu este suficient pentru a învarti rotorul turbinei la viteze mai mari, o problemă care este direct abordată de sistemele de geometrie variabilă. Analiza celei de-a doua legi a mișcării sistemelor de rotație a lui Newton sugerează reducerea mărimii rotorului, iar masa va reduce decalajul turbocompresorului.

Fig. 3.1. O prezentare a contribuției majore la întârzierea sistemului în timpul răspunsului rapid al unui motor cu turbocompresor.

Figura 3.2 prezintă o curbă tipică a raportului de presiune al turbinei față de debitul de masă; relația ideală dintre aceste variabile ar fi liniară, dar acest lucru nu este posibil cu un turbocompresor cu geometrie fixă (AR fix). Pentru a realiza o relație mai liniară, aria secțiunii transversale a turbinei poate fi modificată cu un VGT („Variable Geometry Turbocharger” eng.) pentru diferite condiții de încărcare. În concluzie, turbocompresoarele cu geometrie fixă sunt optimizate cu un AR („Aspect Ratio” eng.) fix pentru o anumită condiție a motorului; pentru alte condiții ale motorului, eficiența sistemului este limitată. Tehnologia VGT permite optimizarea performanței turbocompresorului pe întreaga gamă a motorului.

Fig. 3.2. Raportul tipic de presiune față de curba debitului de masă pentru o turbina cu geometrie fixă.

Una dintre soluțiile la această problemă este turbocompresorul cu geometrie variabilă.

TURBO-COMPRESORUL CU GEOMETRIE VARIABILĂ

O alternativă la turbinele cu geometrie fixă și supapă de refulare este turbina cu geometrie variabilă (VGT). Constructiv turbina este aceeași ca în cazul celei cu geometrie fixe. Diferența este dată de existența unor palete la intrarea în turbină care ajustează secțiunea de curgere a gazelor de evacuare. Modificarea secțiunii de curgere are ca efect modificare vitezei de curgere a gazelor deci implicit a turației turbinei. Acest mecanism permite controlul presiunii de supraalimentare prin controlul turației compresorului.

Foto: Turbină cu geometrie variabilă
Sursa: Turbo

Turbina cu geometrie variabilă permite modificarea secțiunii de curgere a gazelor de evacuare în funcție de regimul de funcționare al motorului. Acest lucru facilitează utilizarea optimă a grupului turbo-compresor, ceea ce conduce la creșterea randamentului motorului termic în comparație cu versiunea de turbo-compresor cu geometrie fixă și wastegate.

Un element important al unui grup turbo-compresor sunt bucșele de frecare situate între arborele ce conectează turbina de compresorul și carcasă. Acestea sunt confecționate din bronz și au rolul de a reduce frecare în timpul funcționării turbo-compresorului. Pentru lubrifierea și răcirea pieselor în mișcare se utilizează uleiul motor la o presiune de aproximativ 4 bari. Turațiile la care pot ajunge turbo-compresoarele se situează în jurul valorii de 180.000 rot/min. Aceste solicitări extreme impun o echilibrare perfectă a pieselor în mișcare precum și un debit de ulei adecvat.

Acționare palelor turbine cu geometrie fixă se face de obicei cu ajutorul unui cilindru pneumatic comandat electronic. Pentru un control mult mai precis al presiunii de supraalimentare este necesară utilizarea sistemelor de acționare electrice. De exemplu Mahle a dezvoltat un grup turbo-compresor cu geometrie fixă la care acționarea wastegate-ului se face cu un motor electric.

Foto: Turbo-compresor cu acționare electrică
Sursa: Mahle

AVANTAJELE TURBO SUPRAALIMENTĂRII

În comparație cu un motor termic aspirat ce produce aceeași putere maximă, consumul de combustibil al unui motor turbo supraalimentat este mai mic, fenomen datorat și recuperării unei părți din energia disipată în gazele de evacuare care este utilizată pentru îmbunătățirea randamentului general al motorului. De asemenea datorită capacității cilindrice mai reduse al unui motor turbo se reduc și pierderile termice și prin frecări contribuind la creșterea randamentului.

x Comparație curbe de cuplu motor (motor aspirat vs. motor turbo la aceeași capacitate cilindrică)

Caracteristica de cuplu al unui motor turbo supraalimentat are următoarele avantaje în comparație cu un motor aspirat:

cuplul maxim este produs începând cu turațiile joase

cuplul maxim este constant pe o plaja mai largă de turații

Performanțele unui motor turbo supraalimentat sunt net superioare unui motor aspirat mai ales în cazul exploatării acestora în zone cu altitudine ridicată unde pierderea semnificativă de putere afectează majoritatea motoarelor aspirate datorită presiunii scăzute.

Avantajele turbo supraalimentării sunt evidente atât în ceea ce privește performanțele dinamice cât și emisiile poluante. Tendința constructorilor auto este de a introduce turbo supraalimentarea pe toate noile motoare, în acest mod păstrând performanțele dinamice dar la o cilindree mai mică. Tehnologiile de supraalimentare au evoluat considerabil datorită cerințelor de reducere a consumului pe de-o parte și datorită unui trend ascendent în ceea ce privește puterea raportată la capacitatea cilindrică pe de altă parte. Noile tehnologii turbo, dublă supraalimentare (R2STM) sau  acționarea electrică a compresorului (e-Booster) sunt deja pe lista de componente ale producătorilor de automobile. Construcția și modul de funcționare ale acestor tehnologii vor fi dezbătute în articolele viitoare.

CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI

I.1 DATE INITIALE

Tip motor: Opel Zafira 2.0 DI 16v

Aprindere: MAC

Număr cilindri: i=4

Putere maximă: Pm=60 [Kw] la 4300 rot/min

Alezaj: D= 84 [mm]

Cursa pistonului: S= 90 [mm]

Raport de compresie: ε= 18,5

I.2 PARAMETRII CONSTRUCTIVI

Volumul specific al cilindrului:

[dm3]

(1.1)

Vs = 0.498 [dm3]

Volumul total:

[dm3]

(1.2)

Vt = 1.994 [dm3]

Volumul camerei de ardere:

[dm3]

(1.3)

Vc = 0.081 [dm3]

Volumul cilindrului:

[dm3]

(1.4)

Va = 0.579 [dm3]

Viteza pistonului:

[m/s]

(1.5)

wp = 12.9 [m/s]

I.3 CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE

1. Ipoteze de calcul

– fluidul proaspăt și gazele reziduale sunt gaze ideale.

– după intrarea în cilindru, energia cinetică a încărcăturii proaspete se transformă integral în căldură.

2. Condițiile inițiale de stare

Presiunea și temperatura fluidului proaspăt la intrarea în motor, în cazul admisiei normale, sunt presiunea și temperatura aerului ambiant, p0 și T0:

p0= 1bar= 0.1 [MPa]

T0= 298 [K]

3. Presiunea și temperatura gazelor reziduale

La motoarele în 4 timpi, se consideră că presiunea gazelor reziduale, pr este egală cu presiunea medie din colectorul de evacuare. În general, se adoptă:

pr = (1,05…..1,25) p0

pr= 0,115 * 1 = 0,115 [MPa]

Temperatura gazelor reziduale variază în funcție de turația motorului, raportul de comprimare și coeficientul de exces de aer. Valorile lui Tr sunt Tr = 600 ÷ 900 K pentru M.A.C.

Tr= 700 [K]

4. Coeficientul gazelor reziduale, γr

(1.6)

unde νr (kmol/ciclu) este numărul de kmoli de gaze reziduale pe ciclu, iar νfp (kmol/ciclu) reprezintă numărul de kmoli de fluid proaspăt pe ciclu. La M.A.C, coeficientul gazelor reziduale γr= 0,020,05.

γr= 0,03

5. Creșterea de temperatură a fluidului proaspăt, ΔT

Fluidul proaspăt se încălzește în contact cu pereții sistemului de admisie și al cilindrului. Creșterea temperaturii depinde de viteza fluidului proaspăt, de durata admisiei, de temperatura pereților și a fluidului proaspăt. În funcție de tipul motorului, la M.A.C. ΔT= 10 ÷ 40 [°C].

ΔT= 30 [°C]

6. Presiunea din cilindru la sfârșitul cursei de admisie, pa

pa = p0 – Δpa , în care Δpa [bar] – căderea de presiune pe colectorul de admisie.

Pentru motoarele de automobil, la regim nominal, valorile lui Δpa , pentru M.A.C. sunt

Δpa = (0,03 ÷ 0,18) p0

Δpa = 0,04 [MPa]

La M.A.C. rapide, valoarea presiunii la sfârșitul cursei de admisie, la regim nominal, este:

pa = (0,8 ÷ 0,9) p0

pa = 0,9 p0 = 0,09 [MPa]

7. Temperatura la sfârșitul cursei de admisie, Ta

Această temperatură se determină din relația bilanțului termic aplicat fluidului proaspăt înainte și după amestecarea cu gazele arse. Se consideră că amestecarea se produce la presiune constantă, iar capacitatea calorică specifică a amestecului este egală cu a fluidului proaspăt:

(1.7)

unde;

(1.8)

Cpr – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a gazelor restante

Cpfp – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a fluidului proaspăt

Pentru calcule aproximative, se poate adopta ξ = 1.

Orientativ, funcție de tipul motorului, temperatura la sfârșitul procesului de admisie nu trebuie să depășească 350 [K] la M.A.C

Ta= 338,8 [K]

8. Coeficientul de umplere, ηv

Acesta este definit prin raportul dintre cantitatea (masică, molară, volumică) de fluid proaspăt reținută în cilindru la sfârșitul admisiei și cantitatea teoretică de încărcătură proaspătă ce ar ocupa volumul cilindrului în condițiile de presiune și temperatură ale mediului din care a provenit încărcătura.

(1.9)

unde: µ2 este un coeficient ce ia în considerare mărirea cantității de încărcătură proaspătă ce intră în cilindru, ca urmare a inerției coloanei de fluid din traseul aspirației în perioada fazei de întârziere la închiderea supapei de admisie. La motoarele în 4 timpi, nesupraalimentate, la turația nominală, µ2 = 1,11 ÷ 1,17.

µ2 = 1,11

ηv= 0,898386

Această valoare a coeficientului de umplere se încadrează în valorile uzuale pentru MAC de autoturisme, respectiv ηv = 0,8 ÷ 0,9.

I.4 CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE

Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării fluidului motor din cilindru, în momentul declanșării scânteii sau injecției, în punctul „c” de pe diagrama indicată.

1. Presiunea și temperatura fluidului de lucru la sfârșitul comprimării se calculează aproximând comprimarea cu o evoluție politropică cu exponent politropic constant nc.

(1.10)

(1.11)

pc = 4.9 [MPa]

Tc= 997.23 [K]

2. Valorile exponentului politropic nc depind de schimbul de căldură dintre fluidul motor și pereții cilindrului. Odată cu creșterea turației, nc are o creștere importantă.

Valorile lui nc sunt cuprinse între 1,37 ÷ 1,41, la M.A.C.

nc= 1,37

I.5 CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE

1. Calculul arderii urmarește precizarea legii de variație a presiunii p() in perioada

degajării căldurii de reacție, in vederea:

determinării presiunii maxime din cilindru, care definește solicitarea mecanică a organelor mecanismului motor;

precizării temperaturii fluidului motor, care definește incărcarea termică a organelor in contact cu gazele fierbinți;

determinarea ariei diagramei indicate care definește lucrul mecanic specific sau presiunea medie.

2. Ipoteze fundamentale de calcul.

– capacitățile calorice specifice depind numai de temperatură;

– arderea se desfasoară după evoluții simple: izobare, izocore, izoterme. Se consideră că arderea se desfasoară izocor pentru M.A.S. si mixt (izocor si izobar) pentru M.A.C.

– compoziția fluidului motor la șfarsitul arderii depinde de coeficientul de exces de aer . Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, H2O, O2 si N2.

Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, CO, H2O, H2 si N2.

– gazele reziduale au compoziția gazelor de la șfarsitul arderii.

– căldura dezvoltată prin ardere este egala cu caldura de reacție chimica la presiunea si temperatura mediului inconjurător, degajată până la formarea produselor de ardere, neglijând variatia căldurii cu temperatura.

– variatia energiei interne a fluidului motor si efectuarea lucrului mecanic exterior in timpul arderii sunt efectul căldurii utile, măsurate prin coeficientul utilizarii căldurii z, care ține seama de căldura degajată prin ardere până in punctul z, și pierderile de căldura aferente.

La MAC apar restricții severe în limitarea valorii inferioare a coeficientului , impusă pe de o parte de emisiile de fum, iar pe de alta de creșterea solicitărilor termo-mecanice. Valorile uzuale pentru MAC semirapide și rapide sunt cuprinse în intervalul [1,4 ÷ 1,6].

= 1,42

3. Cantitatea teoretică de aer L0 (kmoli sau kg) necesară pentru a arde complet de combustibil lichid.

Compozitia chimică a combustibilului este determinată de analiza elementară in părți sau procente de greutate. Combustibilii lichizi au urmatoarea compoziție elementară: C + H + S + O + …. = ,

In care: C, H, S, O, sunt participațiile masice de carbon, hidrogen, sulf, etc.Compoziția elementară a unor combustibili utilizați in motoare este dat in tabelul de mai jos:

Tab.1.1

Unde:

MT = masa moleculară [kg/kmol]

HI = puterea calorică inferioară a combustibilului [kcal/kg]

L0 = cantitatea de aer teoretică necesară arderii = cantitatea minimă de aer necesară arderii complete.

[kmol aer/kg comb.]

(1.12)

Participația masică a carbonului: C= 0,857 [kg]

Participația masică a hidrogenului: H= 0,133 [kg]

Participația masică a oxigenului: O= 0,01 [kg]

Masa moleculară: MT= 190 [kg/kmol]

Puterea calorică inferioară a combustibilului: HI= 10150 [kcal/kg]

Lo= 0,496925 [kmol aer/kg comb]

4. M1 – Numărul de kilomoli de amestec proaspăt ce participă la reacție.

M1 = L0 [kmoli/kg comb]

(1.13)

M1= 0.705633[kmoli/kg comb]

5. M2 – Numărul de kilomoli de produse rezultate din ardere

In cazul arderii complete: 1

MCO2 = C/12 [kmoli/kg comb]

(1.14)

MH2O = H/2 [kmoli/kg comb]

(1.15)

MO2 = 0,21 L0( -1) [kmoli/kg comb]

(1.16)

MN2 = 0,79 L0 [kmoli/kg comb]

(1.17)

[ kmoli/kg comb]

(1.18)

MCO2 = 0,071417 [kmoli/kg comb]

MH2O = 0,0665 [kmoli/kg comb]

MO2 = 0,043829 [kmoli/kg comb]

MN2 = 0,55745 [kmoli/kg comb]

M2= 0,739195 [kmoli/kg comb]

6. Coeficientul variației molare a amestecului proaspăt, 0

0 = M2 / M1

(1.19)

0= 1,047564

7. Coeficientul variației molare a amestecului real, R

(1.20)

unde r este coeficientul gazelor reziduale.

Valorile lui R variază între limitele 1,01 1,06 la M.A.C.

R= 1,046178

8. Căldura molară medie la volum constant a amestecului de lucru înainte de ardere:

(1.21)

= 5,298402

9. Căldura molară medie la volum constant a produselor de ardere:

Pentru 1

(1.22)

= 6,335184

Valoarea temperaturii TZ se adoptă în intervalul 1800 3000 K.

TZ= 2200 [K]

Căldurile molare medii la volum constant ale componenților mai sus menționati, in intervalul de 0 = 298 , pot fi calculate cu formulele de mai jos:

[kcal / kmol K]

(1.23)

[kcal / kmol K]

(1.24)

[kcal / kmol K]

(1.25)

[kcal / kmol K]

(1.26)

[kcal / kmol K]

(1.27)

[kcal / kmol K]

(1.28)

= 10,96 [kcal / kmol K]

= 5,0005 [kcal / kmol K]

= 8,34 [kcal / kmol K]

= 5,98 [kcal / kmol K]

= 6,38 [kcal / kmol K]

= 5,5 [kcal / kmol K]

10. Căldura molară medie la presiune constantă a produselor de ardere

[kcal / kmol K]

(1.29)

= 8,320184 [kcal / kmol K]

11. Coeficientul de utilizare a căldurii pentru perioada arderii – Z

Este raportul dintre cantitatea de căldura folosită pentru creșterea energiei interne a fluidului și efectuarea de lucru mecanic în perioada de la începutul arderii si până la sfârșitul ei (punctul z), și puterea calorifica inferioară a combustibilului. Valorile coeficientului Z depind de tipul motorului, turație, condițiile de răcire, arhitectura camerei de ardere, sarcina motorului.

Valorile reduse indică nu numai un transfer intensiv de căldură, dar si o creștere intensa a arderii in destindere.

Valorile lui Z se adoptă între 0,70 0,88, la M.A.C.

Z= 0,84

12. Calculul puterii calorice superioare a combustibilului.

HS = + 30000 H + 2600 (S – O) [kcal / kg comb].

Unde S = participația masică de sulf;

S = 0 la combustibilii petrolieri din țara noastră.

HS= 10957,7 [kcal / kg comb].

13. Calculul presiunii pZ la sfârșitul arderii

[MPa]

(1.30)

in care este raportul de creștere a presiunii.

pz= 9.801618 [MPa]

Tz= 2200 [K]

15. Alegerea raportului de creștere a presiunii

La M.A.C. : = 1,7 2,2

Orientativ, valorile temperaturii si presiunii la sfârșitul procesului de ardere sunt:

M.A.S…………………………….TZ = 2400 2900 pt. pZ = 35 75 [bar]

M.A.C…………………………….Tz = 18002300 [K]

=2

I.6 CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Destinderea este evaluată printr-o evoluție politropică, cu exponent politropic constant, notat cu md.

1. Valoarea exponentului politropic md depinde de cantitatea de combustibil care arde in destindere (creșterea sa determină scăderea lui md si a coeficientului de utilizare a căldurii), de schimbul de căldura cu pereții și de pierderile prin neetanșeități (md scade cu scăderea cedării de căldură și a pierderilor de gaze prin neetanșeități).

Exponentul politropic md scade cu creșterea turației și scăderea sarcinii. Valorile spre limita inferioară se obțin pentru motoare de dimensiuni mari, la reducerea răcirii cilindrului și la viteze de ardere mici.

Valorile lui md se adoptă între limitele 1,27 1,35 la M.A.C.

md= 1,3

2. Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfarșitul cursei de destindere sunt:

Pentru M.A.C.:

[MPa]

(1.31)

[K]

(1.32)

unde

(1.33)

pd= 0,136992 [MPa]

Td= 492.9877 [K]

3. Verificarea valorii adoptate pentru temperatura Tr a gazelor reziduale.

Cunoscând presiunea și temperatura gazelor la sfârșitul cursei de destindere, pd si Td , se poate verifica temperatura gazelor Tr admisă. Se admite ca destinderea de la presiunea pd la presiunea pr este o evoluție politropică cu exponentul constant 1,5. Se obtine:

[K]

(1.34)

Se calculează

%

(1.35)

Unde :

Trc = temperatura gazelor reziduale, calculată

Tra = temperatura gazelor reziduale, adoptată

Trc= 465.054 [K]

Tra=700 [K]

Eroarea maximă admisibilă între valoarea temperaturii gazelor reziduale adoptat anterior, la calculul procesului de admisie, și cea care se obține prin calcul, este de 10%.

ΔT = 4,421138 % < 10%

I.7 TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE

Diagrama indicată a motorului cu ardere interna (fig.1) se construiește pe baza calculului proceselor de lucru. Se trasează mai întâi diagrama nerotunjită, apoi se rotunjește în raport cu cotele de reglaj ce se adoptă. Trasarea se face în coordonate p – V.

Trasarea liniilor de evacuare si admisie se face prin câte o izobara de valoare p = pr si p = pa.

pr=0,115 [MPa]

pa= 0,09 [MPa]

In ceea ce privește politropele de destindere și comprimare, deoarece în abcisă apare și cursa pistonului, se trasează variația presiunilor în funcție de cursa pistonului.

Pentru politropa de comprimare:

[MPa]

(1.36)

Pentru politropa de destindere:

[MPa]

(1.37)

unde:

pcx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de comprimare

pdx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de destindere.

Pa – presiunea la sfârșitul cursei de admisie

Pz – presiunea teoretică la sfârșitul procesului de ardere

x – cursa pistonului, măsurată din P.M.I.;

(1.38)

s – înălțimea cilindrului de diametru D (alezajul) și același volum cu camera de ardere;

(1.39)

s= 5,142857 [mm]

Pz= 9.801618 [MPa]

’ – raportul dintre lungimea bielei și lungimea brațului arborelui cotit;

’ = 0,322

– unghiul de rotație al arborelui cotit, considerat zero la începutul ciclului motor.

În timpul unui ciclu de funcționare, arborele cotit efectuează două rotații complete, deci variază intre 0 si 720. Legătura dintre variația unghiului de rotație a arborelui motor și procesele de lucru este data explicit în urmatorul tabel:

Tab.1.2

Conform Anexei 1, pentru =180˚:

x= 90 [mm]

pcx= 0,06 [MPa]

Conform Anexei 1, pentru =360˚:

x=0 [mm]

pdx=2.986325 [MPa]

Valorile reprezentate in fig 1.1 se regasesc in Anexa 1.

L,

Fig.1.1 Diagrama indicată

CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI SUPRAALIMENTAT

În vederea stabilirii influenței presiunii de supraalimentare asupra parametrilor indicați și efectivi, am realizat calculul termic al acestuia la momentul aplicării presiunii de supraalimentare.

IV.1 DATE INIȚIALE

Tip motor: Opel Zafira 2.0 DI 16v

Aprindere: MAC

Supraalimentare:Turbo-Compresor cu geometrie fixă

Număr cilindri: i=4

Putere maximă: Pm=60 [Kw] la 4300 rot/min

Alezaj: D= 84 [mm]

Cursa pistonului: S= 90 [mm]

Raport de compresie: ε= 18,5

IV.2 PARAMETRII CONSTRUCTIVI

Volumul specific al cilindrului:

[dm3]

(4.1)

Vs = 0.498 [dm3]

Volumul total:

[dm3]

(4.2)

Vt = 1.994 [dm3]

Volumul camerei de ardere:

[dm3]

(4.3)

Vc = 0.081 [dm3]

Volumul cilindrului:

[dm3]

(4.4)

Va = 0.579 [dm3]

Viteza pistonului:

[m/s]

(4.5)

wp = 12.9 [m/s]

IV.3 CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE

1. Ipoteze de calcul

– fluidul proaspăt și gazele reziduale sunt gaze ideale.

– după intrarea în cilindru, energia cinetică a încărcăturii proaspete se transformă integral în căldură.

2. Presiunea și temperatura mediului din care se face admisia

În cazul motoarelor supraalimentate, aerul iese din compresor cu presiunea ps și temperatura TS mai mari decât cele atmosferice, iar în calculul ciclului se vor introduce aceste valori.

ps= 0,2 [MPa]

Ts= 370 [K]

3. Presiunea și temperatura gazelor reziduale

La motoarele în 4 timpi, se consideră că presiunea gazelor reziduale, pr este egală cu presiunea medie din colectorul de evacuare. În general, se adoptă:

pr = (0,75…..0,98) pS

pr= 0,95 * 0,2 = 0,19 [MPa]

Valorile lui Tr sunt Tr = 700 ÷ 1000 K pentru M.A.C.supraalimentate.

Tr= 700 [K]

4. Coeficientul gazelor reziduale, γr

(4.6)

unde νr (kmol/ciclu) este numărul de kmoli de gaze reziduale pe ciclu, iar νfp (kmol/ciclu) reprezintă numărul de kmoli de fluid proaspăt pe ciclu. La M.A.C, coeficientul gazelor reziduale γr= 0,020,05.

γr= 0,03

5. Creșterea de temperatură a fluidului proaspăt, ΔT

Fluidul proaspăt se încălzește în contact cu pereții sistemului de admisie și al cilindrului. Creșterea temperaturii depinde de viteza fluidului proaspăt, de durata admisiei, de temperatura pereților și a fluidului proaspăt. Cele mai mici valori ale lui ΔT caracterizeaza motoarele supraalimentate.

ΔT= 5

6. Presiunea din cilindru la sfârșitul cursei de admisie, pa

pa = pS – Δpa , în care Δpa [bar] – căderea de presiune pe colectorul de admisie.

Δpa = (0,03…0,10) pS = 0,1 * pS = 0,02

La M.A.C.supraalimentate, valoarea presiunii la sfârșitul cursei de admisie, la regim nominal, este:

pa = (0,92 ÷ 0,96) pS

pa = 0,92 * 0,2 = 0,184 [MPa]

7. Temperatura la sfârșitul cursei de admisie, Ta

La M.A.C.supraalimentate se determina cu formula:

(4.7)

unde;

(4.8)

Cpr – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a gazelor restante

Cpfp – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a fluidului proaspăt

Pentru calcule aproximative, se poate adopta ξ = 1.

Orientativ, funcție de tipul motorului, temperatura la sfârșitul procesului de admisie nu trebuie să depășească 400 [K] la M.A.C.supraalimentate.

Ta= 384.466 [K]

8. Coeficientul de umplere, ηv la M.A.C.supraalimentate:

(4.9)

ηv= 0.906041905

Această valoare a coeficientului de umplere se încadrează în valorile uzuale pentru MAC supraalimentate de autoturisme, respectiv ηv = 0,85 ÷ 1.

IV.4 CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE

Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării fluidului motor din cilindru, în momentul declanșării scânteii sau injecției, în punctul „c” de pe diagrama indicată.

1. Presiunea și temperatura fluidului de lucru la sfârșitul comprimării se calculează aproximând comprimarea cu o evoluție politropică cu exponent politropic constant nc.

(4.10)

(4.11)

pc = 10.0194 [MPa]

Tc= 1131.648 [K]

2. Valorile exponentului politropic nc depind de schimbul de căldură dintre fluidul motor și pereții cilindrului. Odată cu creșterea turației, nc are o creștere importantă.

Valorile lui nc sunt cuprinse între 1,37 ÷ 1,41, la M.A.C.

nc= 1,37

IV.5 CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE

1. Calculul arderii urmarește precizarea legii de variație a presiunii p() in perioada

degajării căldurii de reacție, in vederea:

determinării presiunii maxime din cilindru, care definește solicitarea mecanică a organelor mecanismului motor;

precizării temperaturii fluidului motor, care definește incărcarea termică a organelor in contact cu gazele fierbinți;

determinarea ariei diagramei indicate care definește lucrul mecanic specific sau presiunea medie.

2. Ipoteze fundamentale de calcul.

– capacitățile calorice specifice depind numai de temperatură;

– arderea se desfasoară după evoluții simple: izobare, izocore, izoterme. Se consideră că arderea se desfasoară izocor pentru M.A.S. si mixt (izocor si izobar) pentru M.A.C.

– compoziția fluidului motor la șfarsitul arderii depinde de coeficientul de exces de aer . Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, H2O, O2 si N2.

Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, CO, H2O, H2 si N2.

– gazele reziduale au compoziția gazelor de la șfarsitul arderii.

– căldura dezvoltată prin ardere este egala cu caldura de reacție chimica la presiunea si temperatura mediului inconjurător, degajată până la formarea produselor de ardere, neglijând variatia căldurii cu temperatura.

– variatia energiei interne a fluidului motor si efectuarea lucrului mecanic exterior in timpul arderii sunt efectul căldurii utile, măsurate prin coeficientul utilizarii căldurii z, care ține seama de căldura degajată prin ardere până in punctul z, și pierderile de căldura aferente.

La MAC apar restricții severe în limitarea valorii inferioare a coeficientului , impusă pe de o parte de emisiile de fum, iar pe de alta de creșterea solicitărilor termo-mecanice. Valorile uzuale pentru MAC semirapide și rapide sunt cuprinse în intervalul [1,4 ÷ 1,6].

= 1,42

3. Cantitatea teoretică de aer L0 (kmoli sau kg) necesară pentru a arde complet de combustibil lichid.

Compozitia chimică a combustibilului este determinată de analiza elementară in părți sau procente de greutate. Combustibilii lichizi au urmatoarea compoziție elementară: C + H + S + O + …. = ,

In care: C, H, S, O, sunt participațiile masice de carbon, hidrogen, sulf, etc.Compoziția elementară a unor combustibili utilizați in motoare este dat in tabelul de mai jos:

Tab.4.1

Unde:

MT = masa moleculară [kg/kmol]

HI = puterea calorică inferioară a combustibilului [kcal/kg]

L0 = cantitatea de aer teoretică necesară arderii = cantitatea minimă de aer necesară arderii complete.

[kmol aer/kg comb.]

(4.12)

Participația masică a carbonului: C= 0,857 [kg]

Participația masică a hidrogenului: H= 0,133 [kg]

Participația masică a oxigenului: O= 0,01 [kg]

Masa moleculară: MT= 190 [kg/kmol]

Puterea calorică inferioară a combustibilului: HI= 10150 [kcal/kg]

Lo= 0,496925 [kmol aer/kg comb]

4. M1 – Numărul de kilomoli de amestec proaspăt ce participă la reacție.

M1 = L0 [kmoli/kg comb]

(4.13)

M1= 0.705633[kmoli/kg comb]

5. M2 – Numărul de kilomoli de produse rezultate din ardere

In cazul arderii complete: 1

MCO2 = C/12 [kmoli/kg comb]

(4.14)

MH2O = H/2 [kmoli/kg comb]

(4.15)

MO2 = 0,21 L0( -1) [kmoli/kg comb]

(4.16)

MN2 = 0,79 L0 [kmoli/kg comb]

(4.17)

[ kmoli/kg comb]

(4.18)

MCO2 = 0,071417 [kmoli/kg comb]

MH2O = 0,0665 [kmoli/kg comb]

MO2 = 0,043829 [kmoli/kg comb]

MN2 = 0,55745 [kmoli/kg comb]

M2= 0,739195 [kmoli/kg comb]

6. Coeficientul variației molare a amestecului proaspăt, 0

0 = M2 / M1

(4.19)

0= 1,047564

7. Coeficientul variației molare a amestecului real, R

(4.20)

unde r este coeficientul gazelor reziduale.

Valorile lui R variază între limitele 1,01 1,06 la M.A.C.

R= 1,046178

8. Căldura molară medie la volum constant a amestecului de lucru înainte de ardere:

(4.21)

= 5.3789

9. Căldura molară medie la volum constant a produselor de ardere:

Pentru 1

(4.22)

= 6,335184

Valoarea temperaturii TZ se adoptă în intervalul 1800 3000 K.

TZ= 2200 [K]

Căldurile molare medii la volum constant ale componenților mai sus menționati, in intervalul de 0 = 298 , pot fi calculate cu formulele de mai jos:

[kcal / kmol K]

(4.23)

[kcal / kmol K]

(4.24)

[kcal / kmol K]

(4.25)

[kcal / kmol K]

(4.26)

[kcal / kmol K]

(4.27)

[kcal / kmol K]

(4.28)

= 10,96 [kcal / kmol K]

= 5,0005 [kcal / kmol K]

= 8,34 [kcal / kmol K]

= 5,98 [kcal / kmol K]

= 6,38 [kcal / kmol K]

= 5,5 [kcal / kmol K]

10. Căldura molară medie la presiune constantă a produselor de ardere

[kcal / kmol K]

(4.29)

= 8,320184 [kcal / kmol K]

11. Coeficientul de utilizare a căldurii pentru perioada arderii – Z

Este raportul dintre cantitatea de căldura folosită pentru creșterea energiei interne a fluidului și efectuarea de lucru mecanic în perioada de la începutul arderii si până la sfârșitul ei (punctul z), și puterea calorifica inferioară a combustibilului. Valorile coeficientului Z depind de tipul motorului, turație, condițiile de răcire, arhitectura camerei de ardere, sarcina motorului.

Valorile reduse indică nu numai un transfer intensiv de căldură, dar si o creștere intensa a arderii in destindere.

Valorile lui Z se adoptă între 0,85 0,90, la M.A.C supraalimentate.

Z= 0,88

12. Calculul puterii calorice superioare a combustibilului.

HS = + 30000 H + 2600 (S – O) [kcal / kg comb].

Unde S = participația masică de sulf;

S = 0 la combustibilii petrolieri din țara noastră.

HS= 10957,7 [kcal / kg comb].

13. Calculul presiunii pZ la sfârșitul arderii

[MPa]

(4.30)

in care λz este raportul de creștere a presiunii:

λz = 1.5÷1.7

λz = 1.5

pz= 15.02914761 [MPa]

Tz= 1460.340 [K]

14. Gradul destinderii prealabile:

(4.31)

δz = 0.90003

IV.6 CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Destinderea este evaluată printr-o evoluție politropică, cu exponent politropic constant, notat cu md.

1. Valoarea exponentului politropic md depinde de cantitatea de combustibil care arde in destindere (creșterea sa determină scăderea lui md si a coeficientului de utilizare a căldurii), de schimbul de căldura cu pereții și de pierderile prin neetanșeități (md scade cu scăderea cedării de căldură și a pierderilor de gaze prin neetanșeități).

Exponentul politropic md scade cu creșterea turației și scăderea sarcinii. Valorile spre limita inferioară se obțin pentru motoare de dimensiuni mari, la reducerea răcirii cilindrului și la viteze de ardere mici.

Valorile lui md se adoptă între limitele 1,27 1,35 la M.A.C.

md= 1,35

2. Gradul destinderii finale:

La M.A.C, scăderea presiunii pe cursa de destindere începe după o mică creștere a volumului descris de piston, când se termină arderea la p=ct, procesul fiind considerat ca o destindere prealabila; după acest proces se desfășoară destinderea propriu-zisă (finală), cu scădere de presiune, pe parcursul căreia se definește gradul destinderii finale ca fiind raportul:

(4.32)

δ = 20.5548

3. Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfarșitul cursei de destindere sunt:

Pentru M.A.C supraalimentat.:

[MPa]

(4.33)

[K]

(4.34)

pd= 0,136992 [MPa]

Td= 492.9877 [K]

3. Verificarea valorii adoptate pentru temperatura Tr a gazelor reziduale.

Cunoscând presiunea și temperatura gazelor la sfârșitul cursei de destindere, pd si Td , se poate verifica temperatura gazelor Tr admisă. Se admite ca destinderea de la presiunea pd la presiunea pr este o evoluție politropică cu exponentul constant 1,5. Se obtine:

[K]

(4.34)

Trc= 460.2764 [K]

IV.7 TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE

Diagrama indicată a motorului cu ardere interna se construiește pe baza calculului proceselor de lucru. Se trasează mai întâi diagrama nerotunjită, apoi se rotunjește în raport cu cotele de reglaj ce se adoptă. Trasarea se face în coordonate p – V.

Trasarea liniilor de evacuare si admisie se face prin câte o izobara de valoare p = pr si p = pa.

pr= 0.19 [MPa]

pa= 0.184 [MPa]

In ceea ce privește politropele de destindere și comprimare, deoarece în abcisă apare și cursa pistonului, se trasează variația presiunilor în funcție de cursa pistonului.

Pentru politropa de comprimare:

[MPa]

(4.36)

Pentru politropa de destindere:

[MPa]

(4.37)

unde:

pcx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de comprimare

pdx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de destindere.

Pa – presiunea la sfârșitul cursei de admisie

Pz – presiunea teoretică la sfârșitul procesului de ardere

x – cursa pistonului, măsurată din P.M.I.;

(4.38)

s – înălțimea cilindrului de diametru D (alezajul) și același volum cu camera de ardere;

(4.39)

s= 5,142857 [mm]

pz= 15.0291 [MPa]

’ – raportul dintre lungimea bielei și lungimea brațului arborelui cotit;

’ = 0,322

– unghiul de rotație al arborelui cotit, considerat zero la începutul ciclului motor.

În timpul unui ciclu de funcționare, arborele cotit efectuează două rotații complete, deci variază intre 0 si 720. Legătura dintre variația unghiului de rotație a arborelui motor și procesele de lucru este data explicit în urmatorul tabel:

Tab.4.2

Conform Anexei 1, pentru =180˚:

x= 90 [mm]

pcx= 0,06 [MPa]

Conform Anexei 1, pentru =360˚:

x=0 [mm]

pdx= 9.995 [MPa]

Valorile reprezentate in fig 4.1 se regasesc in Anexa 2.

Fig. 4.1

CALCULUL PARAMETRILOR INDICATI SI EFECTIVI AI MOTORULUI SUPRAALIMENTAT

V.1 CALCULUL PARAMETRILOR INDICATI AI MOTORULUI

Presiunea medie indicată pe ciclul este o mărime convențională și poate fi definită astfel:

-presiunea constantă ca mărime, care acționând asupra pistonului în timpul cursei de destindere ar produce un lucru mecanic egal cu lucrul mecanic indicat al ciclului

-înălțimea unui dreptunghi având baza egală cu cilindreea și aria cu lucrul mecanic indicat.

(5.1)

lucrul mecanic al diagramei de presiune inaltă;lucrul mecanic de presiune joasă, sau lucrul mecanic de pompaj, se consideră în consumul propriu de lucru mecanic al motorului, sau în randamentul mecanic al motorului.

Pentru calculul presiunii medii indicate a ciclului convențional de calcul, se determină presiunea medie indicată a ciclului de calcul rotunjit ; în continuare se micșorează această presiune, ținând seama de diagrama indicată rotunjită, și de aria negativă datorită curselor de pompaj.

(5.2)

1.05263 [MPa];

Presiunea medie indicată a ciclului de calcul rotunjit este dată de relația:

(5.3)

coeficientul de rotunjire

Puterea indicată reprezintă puterea motorului corespunzatoare lucrului mecanic indicat al ciclului:

(5.5)

Randamentul indicat, , se definește prin căldura disponibilă a unității de cantitate de combustibil.

(5.6)

Consumul specific indicat, este cantitatea de combustibil consumată de motor în unitatea de timp , pentru unitatea de putere dezvoltată de motor.

(5.7)

V.2 CALCULUL PARAMETRILOR EFECTIVI AI MOTORULUI

Presiunea medie efectivă , este o presiune convențională, constantă ca mărime , care acționând asupra pistonului , în timpul cursei de destindere, ar produce un lucru mecanic egal cu lucrul mecanic efectiv al motorului.

(5.8)

Puterea efectivă ,este puterea transmisă arborelui motor consumatorului.

(5.9)

– randamentul mecanic

Consumul specific efectiv,

(5.10)

Consumul orar de combustibil,

(5.11)

Puterea litrică,

(5.12)

Concluzii:

Alegerea presiunii de supraalimentare cu care va funcționa motorul proiectat trebuie realizată în funcție de caracteristicile dimensionale ale motorului cu ardere internă, de proprietățile fizico-mecanice ale materialelor din care sunt realizate organele ce intră în construcția acestuia și nu în ultimul rând de parametrii efectivi necesari ca motorul în cauză sa îi dezvolte.

În vederea obținerii unor rezultate favorabile este necesar sa se aleagă o soluție constructivă cât mai eficientă din punct de vedere gazo-dinamic al traseului de admisie al încărcăturii proaspete, cât și o organizare corectă a fazelor de distribuție în vederea realizării unui baleiaj cât mai satisfăcător.

Fiecare presiune de supraalimentare în parte prezintă avantajele si dezavantajele ei, astfel încât acest studiu trebuie să fie aplicat fiecărui motor pentru a găsi echilibrul dorit între puterea efectivă dezvoltată, consumul specific de combustibil si fiabilitatea motorului studiat.

Bibiliografie:

Cantemir Gruie, Sachelarie Adrian, ”Turbotronica M.A.S.”, Iași, Editura ”Gheorghe Asachi”, 1999.

Gaiginschi Radu, Movileanu Gelu, ”Motoare cu ardere internă – Calcul termic”, Iași, Editura Spanda, 2000.

Popa Marcel Ginu, Negurescu Niculae, Pană Constantin, ”Motoare Diesel – Procese Volumul I”, București, Editura Matrix Rom, 2003.

Popa Marcel Ginu, Negurescu Niculae, Pană Constantin, ”Motoare Diesel – Procese Volumul II”, București, Editura Matrix Rom, 2003.

http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/33-motor-turbo.html

http://avdturbo.ro/despre-turbosuflanta/10