Prof. Univ. Dr. Ing. Edward RAKOSI Iași – 2017 Capitolul 1 Motorul termic cu ardere internă – unitate energetică principală în propulsia terestră… [309853]

PROIECT DE CERCETARE

Titlu

Doctorand: [anonimizat]. Tudor-[anonimizat]. Univ. Dr. Ing. Edward RAKOSI

Iași – 2017

Capitolul 1

[anonimizat] o mașină care transformă o formă oarecare de energie în energie mecanică.

[anonimizat].

[anonimizat].

[anonimizat], numit fluid motor.

Funcționarea acestor motoare este legată de două procese distincte:

pe de o parte, arderea combustibilului însoțită de degajare de căldură;

[anonimizat].

[anonimizat]:

motoare cu ardere externă;

motoare cu ardere internă.

În continuare se analizează motoarele cu ardere internă.

[anonimizat], [anonimizat], dar aerul care furnizează oxigenul necesar arderii este în același timp și fluidul de lucru al motorului. [anonimizat], fig. 1.1 [anonimizat], fig. 1.2 [anonimizat]. 1.3.

În figura de mai sus se prezintă un motor termic cu piston secționat. [anonimizat]:

Pentru o mai bună întelegere a modului de funcționare a [anonimizat]. 1.2 o vedere spațială a unui motor cu patru cilindri în linie.

mecanic.

Înainte de a discuta ciclul motorului definim doi termeni des utilizați în domeniul motoarelor pentru automobile:

Punctul Mort Interior (PMI)

[anonimizat];

este punctul în care viteza pistonul este nulă;

este poziția pistonului la care corespunde volumului minim ocupat de fluidul motor în cilindru.

Punctul Mort Exterior (PME)

este poziția în care pistonul este cel mai departe de chiulasă iar axa bielei este în continuarea axei pistonului;

este punctul în care viteza pistonului este nulă;

este poziția pistonului la care corespunde volumului maxim ocupat de fluidul motor în cilindru.

[anonimizat].

Timpul 1: Admisia (fig. 1.3)

[anonimizat] (diesel) [anonimizat] (benzină) este introdus în cilindru;

supapa de evacuare este închisă pentru a împiedica introducerea de gaze arse înapoi în cilindru;

pistonul pleacă din PMI și se deplasează către PME.

Timpul 2: Comprimarea (fig. 1.4)

ambele supape sunt închise;

pistonul se deplasează de la PME la PMI comprimând aerul/amestecul carburant din interiorul cilindrului.

Timpul 3: Destinderea (fig. 1.5)

ambele supape sunt închise

pistonul pleacă din PMI și se deplasează către PME fiind împins de presiunea generată în urma arderii amestecului carburant.

Timpul 4: Evacuarea

supapa de admisie este închisă

supapa de evacuare este deschisă

pistonul se deplasează de la PME la PMI evacuând gazele arse din interiorul cilindrului

Pentru a avea un ciclu motor complet arborele cotit trebuie să efectueze două rotații complete, cu alte cuvinte sa se rotească 720 °.

se pot cita mașinile cu abur, turbinele cu abur și cu gaze, motorul cu ardere internă cu piston are randamentele cele mairidicate și prezintă avantajele cele mai mari.

Randamentul termodinamic al ciclului cu ardere la volum constant TD h depinde numai de valorile raportului volumetric de comprimare ε.

ε – parametrul constructiv reprezinta una din marimile importante constructiei motorului caci conditioneaza economicitatea motorului.

O creștere sensibilă a randamentului se obține pâna la ε ≈ 20. Practic ε = 7…9. Această limitare se datorează combustibilului folosit – benzina, care la marirea ε ≥ 9…10 produce arderea cu detonație – fenomen perturbant exploziv care trebuie evitat fiindcă scade puterea motorului și determină distrugerea pieselor.

Asa cum arata si anumite studii printre care Mirko Bovo în lucrarea Principles of Heat Transfer in Internal Combustion Engines from a Modeling standpoint motoarele cu ardere internă au definită tehnologia de funcționare și fabricare de mulți ani. Acestea au câteva avantaje cheie care înca nu au fost depășite de alte tehnologii alternative. Două dintre caracteristicile relevante sun legate de puterea specifică mare și de energia specifică mare obținută dintr-o combinație intre un motor și un rezervor de combustibil.

deși din punct de vedere mecanic, motorul cu ardere internă cu piston, din cauza pierderilor reduse este o mașină aproape perfectă, dezavantajul major care apare însă este dat de intransigența legii de transformare a căldurii în energie mecanică, ceea ce atrage consumul său de combustibil crescut, în raport cu alte tipuri de unități energetice.

Bilanțul termic al motorului. Căldura cedată mediului prin sistemul de răcire.

Bilanțul termic al motorului constă în evidențierea tuturor cantintăților de căldură care se transformă în energie mecanică sau se pierd în cadrul unor procese termice bine conturate. Bilanțul termic se determină pe cale experimentală, pentru orice condiții de exploatare a motorului, dar totdeanua pentru un regim funcțional stabil. Bilanțul termic poate fi estimat și pe cale analitică, urmându-se îndepărtarea eventualelor cauze care conduc la utilizarea neeconomică a căldurii în motor, precum și pentru obținerea unor date referitoare la dimensionarea instaleției de recuperare a căldurii din gazele evacuate.

Conform principiului conservării energiei, ecuația bilanțului termic referitoare la o secundă de funcționare a motorului are urmatoarea relație:

Qdis = Qe + Qrp + Qge + Qrăc + ΔQin (1.1)

în care:

Qdis – este fluxul de energie termica obtinut prin arderea combustibilului consumat de motor;

Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectivș

Qrp – căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii;

Qge – căldura preluate de gazele de evacuare;

Qrăc – căldura trasmisă pereților de către fluidul motor;

ΔQin – căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă.

*Qrez – termenul rezidual

*Qrez – termenul rezidual

Randamentul efectiv al motorului cu ardere internă caracterizează gradul de utilizare a căldurii într-un motor dat, pentru un anumit lucru mecanic produs si este raportul dintre lucrul mecanic efectiv produs și cantitatea de căldură dezvoltată prin arderea combustibilului consumat pentru a obține lucrul mecanic.

Capitolul 2

Soluții de îmbunătățire a funcționării și a performațelor

motoarelor cu ardere internă

În vederea realizării dezideratatului ameliorării funcționării și performanțelor motoarelor cu ardere internă utilizate în special în propulsia autovehiculelor au fost dezvoltate o serie întreagă de soluții și căi.

În acest sens se pot considera ca punct de plecare introducerea cu mulți ani ăn în urmă a injecției de benzină și apoi a injecției directe de benzină la motoarele cu aprindere prin scânteie, considerate realizări tehnice remarcabile.

Astfel, firma Bosch așa cum se cunoaște a realizat prima injecție directă de benzină, cu peste 60 de ani în urmă, pentru motoare de avion. Apoi, în 1952, a urmat motorul în doi timpi de 600 cm3 de pe automobilul Gutbrod și, în 1954, legendarul Mercedes 300 SL. În toate cele trei cazuri s-a avut în vedere numai creșterea puterii nu și consumul de combustibil și emisiile poluante.

Pe de altă parte tot fima Boch a introdus sistemul de injecție Bosch de inaltă presiune pentru motoarele pe benzină, care are în componență un acumulator de presiune, o rampă de distribuire a combustibilului și o pompă de presiune care o alimentează la presiuni de până la 120 bar [41]. Combustibilul poate fi injectat “în orice moment direct în cilindru de către injectoare electromagnetice.

Pe lângă aceste contribuții de bază există la ora actuală o serie întreaga de procedee si soluții de ameliorare a performanțelor motoarelor. Cele mai semnificative se prezintă în mod sintetic, în continuare.

Procedee moderne de formare a amestecului și de ardere

Arderea amestecurilor stratificate

Măsurătorile experimentale arată că încă sunt necesari pași semnificativi spre optimizarea motoarelor, cum ar fi, de exemplu, optimizarea formării amestecului, astfel încât motorul fără obturator, cu amestec sărac, să poată funcționa pe un domeniu cât mai extins de variație a sarcinii, precum și la scurt timp după porirea la rece. De asemenea, funcționarea la plină sarcină a motorului cu aprindere prin scânteie cu injecție directă de benzină, DISI (Direct Injection Spark Ignition Engine), oferă un potențial semnificativ de optimizare.

Comparativ cu motorul cu injecție în colectorul de admisie – MPI (Multi Point Injection Engine), motorul care funcționează cu amestecuri stratificate necesită injecție directă de benzină în camera de ardere, în timpul cursei de comprimare. O cantitate potrivită de combustibil trebuie injectată în camera de ardere, într-un interval scurt de timp și, totodată, trebuie realizat un amestec optim aer/combustibil care trebuie transportat în preajma bujiei, la momentul potrivit, pentru a fi aprins, pentru un domeniu cât mai extins de sarcini ale motorului. Aceasta conduce la reducerea pierderilor cauzate de obturare și-n același timp la creșterea eficienței arderii datorită utilizării amestecurilor sărace.

Injecția directă de benzină s-a impus datorită progreselor în realizarea sistemelor de injecție a benzinei la presiune mare și a sistemelor de control electronic. În atenția cercetătorilor se află cele trei modalități de formare și stratificare a amestecului: ghidarea cu peretele, ghidarea cu aerul și ghidarea jetului (injector vertical), fig. 2.1 a [40].

Așa numitul sistem de ghidare cu peretele constă în interacțiunea jetului de combustibil cu pereții camerei de ardere și cupei din capul pistonului. Mișcarea încărcăturii din cilindru facilitează formarea amestecului cu combustibilul depozitat pe suprafața cupei pistonului. Această soluție păcătuiește prin creșterea semnificativă a emisiei de HC. De aceea s-a dezvoltat o altă soluție a cărei particularitate constă în aceea că se evită, pe cât posibil, contactul jetului de combustibil cu pereții. Acest lucru se poate realiza printr-o mișcare intensă și controlată a încărcăturii din cilindru prin vârtejurile de rostogolire (tumble motion), așa numitul sistem de ghidare cu aerul [40].

Ghidarea jetului cu aerul, ilustrata in fig. 2.1 b utilizează pentru fiecare cilindru câte o paletă de redirecționare a aerului (montate în galeria de admisie) cu ajutorul căreia se controlează curentul de aer. Astfel jetul de combustibil injectat este purtat de către curenții de aer către bujie. Avantajul acestei metode se datorează izolării jetului de combustibil cu aer ceea ce se traduce în consum de combustibil și emisii mai mici.

Ghidarea directă a jetului ilustrata in fig. 2.1 c se obține prin plasarea injectorului în vecinătatea bujiei. Teoretic aceasta metoda este cea mai eficientă deoarece elimina fenomenul depunerii combustibilului pe piston sau pe pereții cilindrului. De asemenea acest mod de ghidare a jetului este mai puțin sensibil la fluctuațiile curenților de aer din cilindru. Dezavantajul este data de fiabilitatea mai redusă a bujiei datorită depunerilor de carbon, depuneri provenite din arderea incompletă a combustibilului.

Procedeul de stratificare a amestecului prin ghidarea cu aerul a jetului de combustibil injectat direct în cilindru, la un unghi de 22,5° față de orizontală, este utilizat de noul motor Audi FSI de 2 l, cu 4 supape pe cilindru, fig. 2.2 [36]. Cupa din piston este astfel profilată incât să genereze vârtejul de rostogolire necesar ghidării jetului spre bujie la momentul declanșării scânteii electrice.

produce la sfărșitul cursei de comprimare astfel încât să se asigure norul de amestec inflamabil în preajma bujiei.

La sarcini parțiale mai mari, motorul funcționează cu amestecuri sărace omogene, ceea ce permite realizarea unor economii suplimentare de combustibil fără a se forma funingine în exces. Clapeta de vârtej din admisie este deschisă, iar injecția directă a benzinei se produce în cursa de admisie, pentru a asigura timp suficient omogenizării amestecului. De asemenea, această strategie permite funcționarea motorului aproape fără să se apeleze la controlul prin obturator, fig. 2.3 [35, 36]. Trebuie mentionat faptul că se controlează compozitia amestecului și prin utilizarea pe scară largă a recirculării gazelor de evacuare.

Este evident că întregul ciclu de testare este acoperit de modul de funcționare cu amestecuri stratificate. Rezultă o reducere de consum de circa 20% față de motorul de înaltă tehnologie.

Funcționarea complet neobturată conduce la scăderea temperaturii gazelor de evacuare pănă la un nivel care le face netratabile prin sistemul de post-tratare catalitică. Mai mult, recircularea gazelor de evacuare (EGR) necesită un anumit nivel de vacuum. De aceea este necesar să se realizeze o obturare parțială chiar și în modul de funcționare stratificat. Cu toate că există un anumit efect pozitiv al EGR asupra randamentului termic al motorului DISI, o anumită parte din câștigul de economicitate se pierde. Acest dezavantaj poate fi contracarat prin strategia de utilizare a motorului și sistemul de tratare catalitică a gazelor de evacuare.

Sistemul de ardere cu vârtej de rostogolire, realizat de FEV Motorentechnik GmbH, reprezintă o realizare promițătoare în ceea ce privește consumul redus de combustibil și al emisiilor de HC și fum, precum și al caracteristcii excelente de funcționare la plină sarcină. Întrucât caracteristicile mișcării din cilindri sunt decisive, a fost realizat un stand de testare a motorului echipat cu un sistem optic de analizare a mișcării din cilindru și a influenței geometriei pistonului și a chiulasei. Procesul curgerii curentului poate fi analizat utilizând tehnici adecvate, cum ar fi PIV – analiza în strat laser (Laser Sheet Analysis) [34]. În plus, interacțiunea dintre jetul injectat și mișcarea încărcăturii poate fi vizualizată cu ajutorul fluorescenței induse laser (Laser Induced Fluorescence – LIF), fig. 2.4 și fig. 2.5.

Un exemplu edificator al câștigului remarcabil în stabilitatea arderii, care poate fi obținută prin optimizarea parametrilor cu ajutorul sistemelor prezentate, este arătat în fig. 2.6, zona de inflamabilitate în funcție de durata injecției și avansul la scânteie. Modificarea geometriei cupei din piston, pentru a îmbunătăti ghidarea curentului și a jetului de combustibil spre bujie, însoțită de adaptarea poziționării orizontale a conductei de admisie au fost principalii pași ai optimizării, pentru extinderea zonei stabile de funcționare a motorului în care nu există cicluri fără aprindere (ardere). Optimizarea formei capului pistonului evidentiază o îmbunătățire semnificativă a stabilității arderii, aceasta fiind legată de sensibilitatea redusă față de toleranțele de fabricare. Mai mult, configurația optimizată arată o cerintă mai redusă de vârtejuri de rostogolire în comparație cu modelul de referință, oferind avantajul unor pierderi mai mici prin obturare.

O altă considerație referitoare la sistemul de ardere în motoarele cu injecție directă se referă la tendința crescută constatată spre emisia de fum. Dacă sistemul de ardere nu ar fi optimizat, formarea amestecului, pentru amestec stratificat, la sarcini parțiale mari nu ar putea evita zonele îmbogățite în exces. Alte consecințe negative rezultă dacă propagarea jetului injectat este împiedicată și se creează un film excesiv de combustibil pe perete. Acest film de combustibil este acceptabil numai dacă mișcarea organizată permite îndepărtarea lui în timp util.

Mișcarea variabilă a încărcăturii în sistemul de ardere FEV asigură minimizarea consecințelor acestui fenomen. La funcționarea în domeniul amestecurilor sărace, emisia de fum negru a fost în medie de 0,2 unități Bosch și în puncte izolate nu depășește 0,5 unități Bosch. Aceasta corespunde nivelului cunoscut de la motorul convențional cu injecție în poarta supapei.

Avantajele arderii amestecurilor sărace, in sensul reducerii consumului de combustibil, pot fi, de asemenea, obținute și-n afara modului stratificat de funcționare. FEV a pus la punct un mod suplimentar de funcționare cu amestecuri sărace și anume cu amestec sărac omogen în domeniul sarcinilor mijlocii. Acesta permite extinderea avantajelor arderii amestecurilor sărace până la regimurile cu presiunea medie efectivă de 6 bar.

Funcționarea cu amestec omogen se realizează prin injecția de combustibil pe durata cursei de admisie. La sarcini mai mari clapeta de vârtej (tumble) este deschisă și se dispune de toată capacitatea de curgere a conductei de admisie. În scopul evitării detonației vârtejul creat în aceste condiții este adaptat funcționării la plină sarcină a motorului. Testele realizate de FEV au demonstrat superioritatea sistemului de ardere cu vârtejuri de rostogolire față de modelul de referință. În timp ce soluțiile investigate, cu vârtej de rotație (swirl motion) și vârtej de rostogolire invers (reverse tumble), oferă imbunătățiri comparativ cu motorul convențional, soluția cu vârtej de rostogolire direct (direct-forward-tumble) conduce la performanțe superioare. Numai în domeniul turațiilor ridicate există anumite dezavantaje determinate de performanțele sistemului de injecție, fig. 2.7.

Noile generații de sisteme de injecție necesită alte principii de formare a jetului. Similar cu îmbunătățirile enorme realizate la sistemele de injecție diesel, injectoarele cu orificii cu până la 40 de jeturi (Mercedes) sunt intens discutate și cercetate ca o altemativă la atât de folositul injector cu duză de tip vârtej de rotație. Un pas inainte l-ar putea constitui sistemul de injecție fiexibil referitor la momentul injecției și a dozei injectate. Aici, similar cu diesel-ul, tehnologia piezoelectrică ar putea fi aplicată cu succes, așa cum se arată în fig. 2.8 [5].

Optimizarea schimbului de gaze, prin utilizarea distribuției variabile, și a geometriei colectorului de admisie poate îmbunătăti comportarea la regimurile de plină sarcină.

Majoritatea motoarelor GDI actuale s-au dezvoltat pe baza cerinței de a realiza schimbări minime la motorul MPI aflat în producție. Aceasta poate produce un potențial de economicitate promițător, dar insuficient, pentru a realiza economii de 20%, cât se cere pentru reducerea emisiei de CO2.

În consecință este nevoie să se combine injecția directă cu alte soluții tehnologice pentru randamente înalte (reducerea cilindreei, supraalimentare și raport de comprimare variabil).

Primele motoare GDI cu amestec stratificat realizate în Japonia și Europa au provenit din versiunile MPI. Din intenția de a nu schimba mult liniile tehnologice a rezultat poziționarea laterală inclinată a injectorului, intre supapele de admisie, aproape de garnitura de chiulasă. Distanța mare dintre injector și bujie necesită o geometrie specială a capului pistonului și a mișcării aerului, pentru a asigura transportul sigur al amestecului spre bujia centrală și stabilizarea stratificării. Oricum, complexitatea mare a sistemului GDI cu ghidarea la perete sau a curentului a fost subestimată, rezultând nu numai o amânare a introducerii pe piață, ci și într-o îmbunătățire moderată a consumului de numai 5-12%, care este sub așteptări, fig. 2.9 .

Comparativ cu nivelul actual generația 1 a GDI oferă un potențial semnificativ de reducere a consumului:

optimizarea fazei de incălzire a motorului;

perfecționarea sistemului de injecție, a EMS și a tratării gazelor de evacuare;

contolul mai bun al energiei gazelor de evacuare;

creșterea ponderii regimului cu ardere stratificată în condiții reale de drum;

reducerea posibilității regenerării sulfului prin utilizarea combustibililor cu conținut redus de sulf.

De la bun început, la arderea amestecurilor stratificate, a apărut necesitatea micșorării distanței dintre injector și bujie. Aceasta nu a fost posibilă din cauza tehnologiei disponibile pentru injector. Îmbunătățirea semnificativă a tehnologiei injectorului a permis înlăturarea acestui neajuns. Sistemul cu ghidarea jetului – adesea numită a 2-a generație de GDI – oferă noi posibilități de stratificare și de reducere a consumului. Injectorul de inaltă presiune este amplasat în centrul camerei de ardere. Combustibilul este injectat vertical spre cavitatea din piston, iar stratificarea amestecului este asigurată prin vârtejul de rotație generat prin geometria sistemului de distribuție, fig. 2.10 [14]. Această configurație oferă un control mai bun al amestecului aer-combustibil decât sistemul cu amplasarea laterală a injectorului care este geometric limitată. Noul sistem permite arderea amestecurilor foarte sărace (raportul aer/combustibil ajunge până la 65:1) tolerând EGR până la 50%. Se înregistrează o reducere a consumului de combustibil de până la 30% și, totodată, emisii scăzute de NOx.

presiunea de injectie mai mare imbunătătesc formarea amestecului.

Poziționarea centrală a injectorului necesită modificări importante ale chiulasei motorului GDI din prima generație. Regimul termic al injectorului plasat central este mult mai ridicat și, în consecință, mult mai critic în ceea ce privește formarea depunerilor.

Cheile care pot impune sistemul GDI cu ghidarea jetului constau în evitarea depunerilor pe injector, creșterea robusteții și a performanțelor acestuia, precum și a sistemului de aprindere. Emisiile mai reduse ale motorului GDI cu ghidarea jetului se datorează condițiilor mult mai favorabile de tratare a gazelor de evacuare sărace.

Alternative la procedeul convențional de ardere

Autoaprinderea controlată la motorul cu benzină devine „tehnologia pentru următorii 60-80 de ani'', afirmă reprezentanții firmei LOTUS [31]. Sistemul avansat de ardere (Advanced Combustion – AC), dezvoltat de firma LOTUS, ar urma să asigure o reducere a consumului de combustibil de până la 40%. Asociind distribuției variabile active o presiune mare în cilindri, se realizează condiții (de stare) în care amestecul să se aprindă fără scânteie, numai prin controlul temperaturii de funcționare și a recirculării gazelor de evacuare. Specialiștii firmei văd trei avantaje mari: un proces de ardere mai liniștit, reducerea semnificativă a consumului de combustibil și reducerea considerabilă a emisiilor (îndeosebi a NOx).

În procesul de ardere covențional amestecul aprins se propagă printr-un front de flacără în toată camera de ardere. În procesul de autoaprindere controlată întregul conținut din camera de ardere este aprins printr-un proces chimic, rezultând o ardere mai completă și mai eficientă.

Până acum (la data efectuării experimentelor) aerul din admisie trebuia încălzit pentru a asigura succesul arderii combustibilului, aerul fiind amestecat cu gaze de evacuare în anumite condiții de temperatură și presiune. La începutul anului 2001 s-a reușit, pentru prima dată, autoaprinderea controlată fără această încălzire. Cercetătorilor le place să accentueze cuvântul „controlat" pentru că, apreciază ei, procesul de ardere, în prezent, este stăpânit dar, încă, nu controlat.

Autoaprinderea controlată a amestecurilor omogene

Autoaprinderea controlată HCCI (Homogeneous Charge Compression Ignition) pare a fi cea mai atractivă alternativă la funcționarea cu amestec stratificat la sarcini parțiale. Cel mai rezonabil, autoaprinderea controlată se limitează la sarcinile parțiale, iar la sarcini mari și plină sarcină arderea este controlată cu scânteia de la bujie – CSI (Compression Spark Ignition), fig. 2.11 [55].

Asigurarea unei cantități atât de mari de gaze arse recirculate se poate face prin două metode:

închiderea mai devreme a supapei de evacuare și deschiderea întârziată a celei de admisie față de PMI. Soluția conduce la creșterea pierderilor prin frecare, din cauza presiunii mari a gazelor din cilindru in jurul PMI, și cu aceasta la scăderea corespunzătoare a randamentului indicat;

reaspirarea unei părți a gazelor arse în faza de admisie prin redeschiderea supapei de evacuare (procedeu AVL-CSI – Compression and Spark Ignition).

Principii de funcționare și performanțe ale motorului CSI — Compression and Spark Ignition

Cercetările întreprinse de AVL pe un motor cu 4 cilindri, cilindreea de 1997 cm3, raportul de comprimare 12 și cu injectie directă de benzină, au evidentiat o reducere a consumului de combustibil, în cazul autoaprinderii controlate a amestecului, de până la 26% fată de motorul conventional.

În preajma regimului de ralanti, autoaprinderea este limitată de regimul termic prea scăzut pentru a se putea iniția acest proces, astfel că, la mers în gol, se utilizează procedeul de ardere a amestecurilor stratificate aprinse de la bujie, denumit Stratified Charge Spark Ignition – SCSI. Emisiile de NOx sunt extrem de joase, turația fiind, de asemenea, scăzută. Spre domeniul sarcinilor mari autoaprinderea controlată este limitată de creșterea gradientului de presiune (circa 3 bar/°RAC) și a zgomotului de ardere rezultat. Deasupra regimurilor de funcționare cu autoaprinderea controlată a amestecului, motorul funcționează după procedeul clasic cu aprindere de la scânteie a amestecurilor omogne – HCSI (Homogeneous Charge Spark Ignition). La acest regim distribuția variabilă, necesară regimului de autoaprindere controlată, este utilizată pentru a îmbunătăți arderea provocată de scânteie.

Cu un control precis al autoaprinderii emisiile de HC sunt similare funcționării cu amestec stoechiometric cu aprindere de la bujie. Chiar la trecerea de la autoaprinderea controlată la aprinderea de la bujie nu există discontinuități remarcabile, ca în cazul NOx.

Cu un control precis al autoaprinderii emisiile de HC sunt similare funcționării cu amestec stoechiometric cu aprindere de la bujie. Chiar la trecerea de la autoaprinderea controlată la aprinderea de la bujie nu există discontinuități remarcabile, ca în cazul NOx.

Reducerea procentuală a emisiei de NOx față de regimul de plină sarcină cu aprindere de la bujie [10].

La trecerea de la autoaprindere la aprinderea de la bujie emisiile de NOx cresc cu mai mult decât un ordin de mărime. Aceasta din cauză că la funcționarea cu amestecuri omogene aprinse de la bujie apar creșteri locale de temperatură determinate de concentrațiile locale mai mari de combustibil. Cum însă amestecul aprins de la bujie este stoechiometric, neutralizarea emisiilor de NOx se realizează eficient în catalizatorul convențional tricomponent.

Extinderea în sus (în domeniul sarcinilor mai mari) a noului procedeu de ardere este condiționată de utilizarea supraalimentării.

Întrucât arderea cu autoaprindere controlată este limitată la sarcinile parțiale, sistemul de control al motorului, EMS, trebuie să comute comanda între aceste două moduri de funcționare fără fluctuații sensibile ale cuplului. Similar motorului GDI cu amestec stratificat, în regimurile de sarcini partiale motorul poate funcționa în cel putin două moduri (autoaprindere, aprindere de la scânteie a amestecurilor stoechiometrce sau stratificate) [10].

La mers în gol motorul funcționează cu amestec stratificat cu aprindere de la bujie, iar în domeniul sarcinilor parțiale mici, prin autoaprindere controlată. În această primă etapă, a calibrării motorului în fazele de accelerare, aprinderea se face de la bujie, urmând ca în viitor și în aceste regimuri să se asigure funcționarea cu autoaprindere.

În timpul funcționării în modul cu autoaprindere, amestecul este omogen și sărac cu

λ = 1,1 – 1,4. Concentrația de NOx în evacuare este sub 15 ppm. Prin utilizarea distribuției variabile și în modul de funcționare cu aprindere de la bujie, potențialul de reducere a consumului în ciclul UDC (Urban Driving Cycle) este de 10-15% și se poate utiliza catalizatorul convențional pentru tratarea gazelor de evacuare.

Dezvoltarea motoarelor cu injecție directă de benzină pentru automobile necesită o cercetare interdisciplinară și perfecționări simultane ale procesului de ardere, catalizatoarelor și algoritmilor de control al motorului.

Motoare cu raport de comprimare variabil

Soluția propusă de firma Saab

Saab a prezentat două noi concepte pentru motorul cu injectie directă de benzină: motorul cu raport de comprimare variabil SVC (Saab Variable Compression) și sistemul Saab de control al procesului de ardere SCC (Saab Combustion Control) [59, 109]. Motorul SVC asigură o reducere a consumului de combustibil de aproximativ 20% fată de motorul cu aspirație naturală, la performante egale, prin reducerea considerabilă a cilindreei, supraalimentare și raport de comprimare variabil (RCV). Sistemul SCC asigură o reducere a consumului de aproximativ 10% prin imbunătătirea procesului de schimbare a gazelor. Cele două concepte nu pot fi valorificate decât împreună, astfel încât reducerea de consum este de aproape 30%.

Conceptul SVC constituie un pas înainte în direcția reducerii cilindreei motorului în raport cu soluția tubo-supraalimentării. Funcționarea la sarcini specifice mai mari a motorului SVC (cilindree de 1.6 l față de 3.0 l la motorul cu aspirație naturală) impune utilizarea unor rapoarte de comprimare mai mici (8) pentru a evita detonația și fluctuațiile inacceptabile ale presiunii medii indicate. Funcționarea, însă, la sarcini parțiale, cele mai frecvente în utilizarea automobilului, cu raport fix de comprimare (8) ar avea un impact negativ asupra consumului de combustibil. De aceea sistemul de variere a raportului de comprimare de la motorul SVC permite varierea continuă a acestuia de la 8 la 14 în circa 0,2 secunde. Valorile mari se utilizează în domeniul sarcinilor mici și medii, îmbunătățind astfel consumul. Partea superioară, denumită ansamblul chiulasei, este formată din chiulasă, blocul cilindrilor (partea cu cămășile cilindrilor), camerele de ardere, supapele și sistemul de acționare a acestora. Partea inferioară, asociată carterului, cuprinde ansamblul arborelui cotit, bielele și pistoanele. Ansamblul chiulasei, fiind articulat pe un arbore de pivotare, poate fi înclinat cu până la 4 grade, față de ansamblul carterului, cu ajutorul a 5 biele metalice comandate de un excentric acționat hidraulic, fig. 2.13. Etanșarea celor două părți ale motorului se realizează cu ajutorul unei membrane elastice din polimeri. Pentru a nu tensiona cureaua de acționare a arborilor cu came, oricare ar fi unghiul de înclinare, atunci când se modifică pozițiile relative ale celor două părți ale motorului, fulia de antrenare este montată în axul de pivotare [17].

-cundar – SAI (Secondary Air Injection) în colectorul de evacuare. O problemă importantă o constituie emisia ridicată de HC ca urmare a reduceri cilindreei unitare și a reducerii postoxidării din colectorul de evacuare și a raportului mare de comprimare (14).

Motorul SVC funcționează la pornirea la rece cu raport de comprimare scăzut și cu faza de ardere întârziată, pentru a reduce emisia de HC și creșterea temperaturii gazelor de evacuare, pentru a încălzi mai repede catalizatorul de oxidare.

Pentru a asigura controlul arderii în conceptul SCC se utilizează mecanismul CVCP (Continuously Variable Camshaft Phasers) de modificare a fazelor ambelor came, admisie și evacuare (este vorba despre controlul duratei suprapunerii deschiderii simultane a supapelor și controlul momentelor de deschidere și închidere), injectie de amestec aer + benzină și distantă variabilă între electrozii bujiei. Bujia și injectorul (care injectează amestec aer + combustibil sau numai aer) sunt integrate în aceeași unitate denumită injectorul bujie – SPI (Spark Plug Injector). Mecanismul CVCP este folosit pentru reducerea pierderilor de pompaj și pentru a dilua amestecul cu gaze reziduale.

Fazele ciclului termodinamic sunt ilustrate în fig. 2.17 după cum urmează:

Ardere/Destindere

Amestecul aer + benzină se consumă (arde). Temperatura și presiunea gazelor crește astfel că în faza următoare pistonul este împins în cursa descendentă.

Evacuare

Supapele de evacuare se deschid atunci când pistonul este aproape de PME. Cea mai mare parte a gazelor arse este evacuată prin orificiile de evacuare datorită, în principal, diferenței de presiune dintre cilindru și colectorul de evacuare, iar cealaltă parte, ca urmare a cursei ascendente a pistonului.

Înainte ca pistonul să ajungă la PMI, benzina este injectată în cilindru de către injectorul bujie, în timp ce supapele de admisie se deschid. Gazele de ardere amestecate cu benzina sunt refulate prin orificiile de evacuare și de admisie. Timpul exact cât supapele sunt deschise simultan (și deci cantitatea de gaze arse care vor umple cilindrul în timpul arderii) este determinat de condițiile de drum în fiecare moment, regula generală fiind că întotdeauna această cantitate crește la scăderea sarcinii motorului și invers, scade la creșterea sarcinii.

Admisie

Pistonul execută cursa descendentă. Supapele de admisie și de evacuare sunt deschise. Amestecul format din gazele de evacuare și benzină este reaspirat din orificiile de evacuare în cilindru. O mare parte din amestecul menționat este refulat prin orificiile de admisie.

Pistonul continuă cursa descendentă. Supapele de evacuare se închid, dar cele de admisie rămân deschise și partea de gaze de ardere refulate în admisie este reaspirată în cilindru.

Pistonul se apropie de PME. Amestecul de gaze arse și benzină este reaspirat în totalitate în cilindru și, pe durata fazei finale a admisiunii, se aspiră aerul proaspăt necesar arderii (14,6 părți de aer pentru o parte benzină).

Comprimare

Supapele de admisie se închid. Pistonul începe cursa ascendentă și comprimă amestecul format din gaze arse, benzină și aer. Cam la jumătatea cursei de comprimare (la 45 grade de rotație a arborelui cotit), înainte de declanșarea scânteii electrice, injectorul bujiei injectează o mică cantitate de aer pentru a crea o turbulență în cilindru în scopul facilitării arderii și scurtării duratei ei.

străpungere prea mare. De aceea apare necesitatea varierii distanței dintre electrozi în funcție de sarcină. În acest scop s-a prevăzut un al doilea electrod legat la masă realizat pe capul pistonului, denumit PGE (Piston Ground Electrode). Acesta se poate apropia de electrodul central până la 1 mm, atunci când pistonul este la PMI, fig. 2.18. Electrodul PGE este placat astfel încât să nu se erodeze prin scânteie.

mari trebuie să intervină sistemul de limitare a avansului pentru a preveni detonația. În consecință electrodul PGE este din ce în ce mai aproape de electrodul central la momentul declanșării scânteii, la creșterea sarcinii reducând distanța dintre electrozi, fig. 2.19.

Oricum, distanța dintre electrodul central și PGE este încă prea mare în domeniul sarcinilor peste cele medii. De aceea, acești doi electrozi trebuie să fie astfel așezați unul față de celălalt încât să se suprapună 3 mm, când pistonul este la PMI, pentru a reduce distanța dintre ei la aceste regimuri critice. Distanța radială dintre ei este de 1 mm, fig. 2.20.

la regimurile tranzitorii și în primele cicluri critice ale pornirii la rece;

Răcirea încărcăturii proaspete la WOT, rezultând eliminarea detonației și Imbunătățirea randamentului volumetric;

Facilitează instalarea sistemului Oprire/Pornire (Stop&Go) în locul funcționării la ralanti.

SCC funcționează cu amestec stoechiometric atâta timp cât pe piață nu este disponibil combustibilul fără sulf.

Funcționarea cu amestec sărac stratificat constituie o alternativă pentru viitor, atunci când combustibilul fără sulf devine disponibil, cu condiția ca emisia de NOx să fie foarte scăzută atâta timp cât filtrele de neutralizare (a NOx) au un randament sub 95%. În acest sens SCC a adoptat injecția de amestec aer + benzină.

Sistemul de ardere cu amestec sărac stratificat funcționează cu EGR pentru a reduce emisia de NOx. Injecția de amestec aer + benzină permite stratificarea încărcăturii, iar în jurul bujiei concentrația loca1ă de EGR devine redusă, rezultând o extindere a limitelor de inflamabilitate a amestecului și o mai bună tolerare a EGR.

Penetrația redusă și dimensiunile mici ale picăturilor jetului de aer + benzină injectate conduce la emisii reduse de HC și eliminarea rateurilor scânteii.

Lipsa spațiului în camera de ardere a condus la integrarea într-un singur ansamblu a injectorului de combustibil și a bujiei. Acesta necesită un orificiu de penetrare în cameră de doar 15 mm.

Se remarcă performanțele excepționale ale motorului Saab SVC (cilindree: 1598 cm3; nr de cilindri: 5; Pmax = 165 kW la 5800 rot/min; Mmax = 305 Nm la 4000 rot/min; supraalimentare mecanică cu șurub; EMS: Saab Trionic 7; TWC), puterea litrică de 103,2 kW la 1(numai acest motor și cel de la Honda VTEC au reușit realizarea unei puteri litrice, pentru mașini de serie, mai mari de 100 kW/l) și un cuplu pe litru de cilindree de 190,8 Nm/1 (față de performanța de vârf de 200 Nm/1). De asemenea, emisia de NOx a fost redusă cu 90 – 95%.

Motorul Mayflower e3

Acest montaj transformă traiectoria capului bielei dintr-una circulară într-una eliptică și, astfel, durata mișcării pistonului la capăt de cursă (în jurul punctelor moarte) va fi mai mare decât la motorul convențional, fig. 2.23 și fig. 2.24. Menținerea pistonului mai mult timp în apropierea PMI creează condiții mai favorabile desfășurării eficiente a procesului de ardere (la volum cvasiconstant). De asemenea, chiar la PMI forța pe piston creează cuplu motor, deoarece capul bielei este situat excentric față de axa arborelui cotit, ceea ce inseamnă că se generează cuplu pe toată durata cursei de destindere. Totodată, cursele de admisie și de evacuare sunt mai lungi, favorizând procesele de schimb de gaze.

Levierul pivotant este articulat într-un singur punct de carcasa motorului, intr-un lagăr de alunecare, pe una din părțile laterale ale arborelui cotit. Punctul de pivotare poate fi deplasat pe verticală și pe orizontală, în timpul funcționării motorului, pentru a varia poziția levierului pivotant. Acest lucru permite varierea simultană a raportului de comprimare, între 9:1 și 15:1, și a cilindreei unitare, de la 260 cm3 la 300 cm3, realizându-se optimizarea regimurilor de funcționare a motorului în funcție de traiectoria capului bielei.

Se constată că motorul e3 permite varierea dimensiunilor motorului în funcție de cerințele de deplasare ale automobilului.

Avantajul motorului e3 nu constă numai în densitatea mai mare de putere și emisii mai reduse, ci și în funcționarea mai silențioasă și mai uniformă.

Consumul de combustibil și emisiile sunt mai reduse cu până la 40%, respectiv 50%, față de motorul convențional de referință.

Firmele interesate de motorul e3 (General Motors, Ford, Daimler Chrysler și MG Rover) sperau să-l industrializeze până în 2006.

Soluția propusă de FEV cu raport de comprimare variabil (RCV)

-lului. în testele de drum s-a constatat posibilitatea funcționării motorului cu un raport de comprimare aproape de 14, până la o viteză de deplasare de 140 km/h.

Motorul Toyota cu raport de destindere mărit (Toyota 5S-FE)

și la creșterea peste o anumită valoare a întârzierii la închiderea supapei de admisie.

La creșterea raportului de destindere, avansul la scânteie se micșorează pentru a evita detonația, dar randamentul scade sensibil. Dacă întărzierea la inchiderea supapei de admisie se mărește în același timp, detonația se reduce treptat, iar randamentul crește. Prin urmare, dacă se acceptă scăderea presiunii medii efective, atunci combinații ale raportului de destindere mărit și ale intârzierii la inchiderea supapei de admisie conduc la creșterea însemnată a randamentului ciclului.

Emisiile de hidrocarburi, CO și NOx au fost reduse de aproape 10 ori față de motorul convențional, iar consumul de combustibil a fost redus la jumătate, în ciclul japonez de testare (rezultatele conțin și influența propulsiei hibride).

Formula constructivă a motorului cu raport de comprimare variabil secvențial

În continuare se prezintă o soluție dezvoltată de un colectiv de autori în cadrul facultății de mecanică din Iași. Această soluție constructiv-funcțională are în vedere ameliorarea randamentului motorului cu aprindere prin scânteie, prin îmbunătățirea randamentului ciclului său de funcționare […]. În acest sens, una dintre căi o constituie obținerea unui randament relativ mai mare, adică a unui grad de apropiere mai mare față de ciclul termodinamic ideal, care în acest caz este cel cu ardere la volum constant. Acest deziderat poate fi realizat prin asigurarea unui volum cvasiconstant pe durata procesului de ardere. Un astfel de mod de funcționare a motorului va asigura pe durata acestui proces de ardere, când se dezvoltă cantitatea de căldură în ciclu, un raport de comprimare apropiat de cel maxim într-un interval extins, plasat în jurul PMI. În acest mod se creează premisele necesare pentru îmbunătățirea randamentului motorului cu aprindere prin scânteie. Raportul de comprimare variază numai în anumite momente ale ciclului, adică secvențial, pe întreg ciclul de funcționare el rămânând însă neschimbat. Se menționează că în continuare, această soluție de motor va fi denumită pe scurt VSCR (Variable Sequential Compression Ration – Raport de Comprimare Secvențial Variabil ).

O soluție eficientă de modificare a raportului de comprimare poate fi considerată metoda „piston în piston”, adică două pistoane concentrice, cu mișcare relativă unul față de altul. Conform cercetărilor bibliografice [43, 44, 45] soluția, în această variantă constructivă cu variație secvențială a raportului de comprimare, nu a mai fost utilizată. Precizăm că există totuși câteva abordări tangente în care s-a folosit mai mult procedeul numit „piston cu cap fals” care a înregistrat zeci de forme, în principal, bazate pe acționarea capului fals prin presiunea uleiului. În cazul soluției propuse de autor varierea raportului de comprimare are la baza mișcarea pistonului mic în sens contrar pistonului mare, pe un interval unghiular de 90° după PMI, urmărindu-se astfel să se obțină în partea principală a arderii un volum aproximativ constant. Soluția este prezentată în fig. 2.18.

Modelarea funcționării și analiza termodinamică

În vederea obținerii unor rezultate care sa ne permită o comparație între cazul real și soluția propusă, punându-se astfel în evidență diferența de randament termic s-a procedat la efectuarea unei analize cât mai complete a acestei soluții de motor. În acest scop au fost efectuate modelări cinematice și termice folosindu-se programe de calcul și medii de proiectare de actualitate care au permis realizarea unei simulări a funcționării motorului […].

Modelările s-au efectuat pentru două cazuri distincte. Primul are în vedere un alezaj constant al pistonului mic, deplasarea acestuia modificându-se într-un interval cuprins între 1 și 10 mm. Al doilea caz are în vedere o aceeași cursă a pistonului mic, în condițiile în care alezajul său se modifică între 44 și 97 mm. Pe baza analizei randamentelor obținute se poate face optimizarea parametrilor mecanismului. Dimensiunile fundamentale ale motorului sunt: cursa S = 84,4 mm, alezajul D = 97 mm și diametrul pistonului mic: Dm = 44 mm.

Volumul momentan al cilindrului se exprimă ca:

(2.1)

Volumul momentan al cilindrului afectat de mișcarea pistonului mic pe intervalul unghiular al cursei acestuia devine:

(2.2)

și este prezentat comparativ cu motorul standard, nemodificat, în fig. 2.19.

Raportul de comprimare momentan, pentru cazul standard se exprimă prin:

(2.3)

iar pentru cazul VSCR obținem:

(2.4)

Prin suprapunerea variației acestor rapoarte pe intervalul de acționare al pistonului mic se obțin curbele din fig. 2.20. Considerând un coeficient adiabatic k = 1,3 randamentele în cele două cazuri se vor exprima astfel:

(2.5)

(2.6)

Pe intervalul de acționare al pistonului mic apare câștigul de randament termic:

(2.7)

care reprezintă aportul datorat soluției propuse, VSCR.

Domeniul de variație al acestui câștig de randament, pentru diverse curse ale pistonului mic în intervalul de valori precizat, este reprezentat în fig. 2.21. Situația sintetică a acestei modelări poate fi reprezentată într-o diagramă finală, arătată în fig. 2.22. În etapa următoare, se adoptă cea mai mare valoare pentru cursa pistonului, cea de 10 mm, pentru care aportul de randament este maxim și se modifică diametrul pistonului mic, începând cu valoarea minimă, Dm = 44 mm, până la atingerea diametrului pistonului principal, adică Dm = D = 97 mm. Relațiile anterioare se modifică, în vederea modelării, în mod corespunzător, prezentându-se doar rezultatele intermediare și finale, în manieră similară cazului precedent. Pentru ambele cazuri s-a făcut o evaluare a deformațiilor și eforturilor din pistonul principal al motorului VSCR, prin metoda elementului finit, deformațiile pistonului principal fiind prezentate în fig. 2.23 […].

Studii și cercetări privind creșterea randamentului mecanic

O altă direcție de abordare, în ideea optimizării motoarelor din sistemele de propulsie, a avut în vedere îmbunătățirea randamentului mecanic prin ameliorarea condițiilor de ungere la nivelul segmenților de comprimare precum și în mecanismul de distribuție a gazelor, cu precădere la contactul camă – tachet. Un argument în plus pentru o astfel de abordare a fost că, prin îndeplinirea unor astfel de condiții, se obține implicit și o reducere substanțială a uzurii, cu impact favorabil asupra menținerii îndelungate a performanțelor energetice și de consum ale motoarelor cu ardere internă.

Optimizarea arhitecturii profilului transversal al segmenților de comprimare

Un colectiv a abordat la nivelul segmentului problematica optimizării arhitecturii profilului transversal.

Pornind de la considerentul că atunci când suprafața periferică a segmenților este corect aliniată față de suprafața interioară a cilindrului, ansamblul segmenți-piston-cilindru funcționează ca un labirint, asigurând o etanșare eficientă a spațiului de deasupra pistonului […, …]. Astfel, pornind de la valoarea p0 a presiunii din interiorul camerei de ardere, aceasta scade la valoarea ps1 în spatele primului segment de comprimare, la valoarea p1 după primul segment, apoi la valorile ps2 și p2 în spatele și după cel de-al doilea segment, etc. O funcționare corectă a ansamblului piston-segmenți presupune existența în permanență a unei pelicule subțiri de ulei între segmenți și oglinda cilindrului. Relațiile de calcul specifice regimului hidrodinamic de ungere, corelate cu valoarea presiunii gazelor din camera de ardere, conduc la stabilirea condițiilor de formare a peliculei de lubrifiant între segment și cilindru precum și la stabilirea cantității de ulei vehiculată prin cupla segment-cilindru. Datorită prezenței teșiturilor h1 ale segmentului suprafața periferică, hidrodinamic activă, a acestuia, va fi de lungime . O optimizare a formei suprafeței periferice a segmenților presupune în fapt determinarea unor valori convenabile pentru unghiurile conicității acestei suprafețe, valori care să asigure continuitatea filmului de lubrifiant între segmenți și cilindru fără o creștere a debitului de ulei transportat spre camera de ardere. Utilizând ecuațiile curgerii hidrodinamice […, …] s-au stabilit debitele de ulei pentru:

– cursa descendentă

[m3/s] (2.8)

– cursa ascendentă a pistonului

[m3/s] (2.9)

Pentru a estima cantitativ circulația uleiului în cuplă, pe durata unui ciclu motor, s-a introdus noțiunea de circulație globală a uleiului QLt [m3/s], calculată prin integrarea grafică a debitelor de ulei, aspect pus în evidență în fig. 2.24.

Relația obținută pentru calcului circulației globale a uleiului este:

[m3/s] (2.10)

O valoare pozitivă a acestei mărimi semnifică fizic o curgere a uleiului înspre camera de ardere.

Pornind de la relațiile de calcul a tensiunilor în filmul de ulei din curgerea hidrodinamică [87], s-au determinat forțele de frecare din interiorul cuplei pentru cursa descendentă:

[N] (2.11)

respectiv, pentru cursa ascendentă:

[N] (2.12)

Prin definirea unei noi mărimi, denumită lucru mecanic al forțelor de frecare asupra segmentului, Lfr [J], s-au putut evalua pierderile de energie mecanică în cupla segment-cilindru calculate, de asemenea, prin integrare grafică ca în fig. 2.25, cu relația:

[J]. (2.13)

Minimizarea acestei valori semnifică reducerea lucrului mecanic de frecare și, implicit, îmbunătățirea randamentului mecanic.

Modelul teoretic dezvoltat permite determinarea profilului transversal al primilor doi segmenți de comprimare în scopul îmbunătățirii condițiilor de lubrifiere și a reducerii consumului de ulei, reducându-se astfel forțele de frecare și crescându-se eficiența mecanică a motorului […, …].

Capitolul 3

Analiza particularităților constructive și a condițiilor

funcționale a sistemelor de răcire a motoarelor cu ardere internă

3.1 Rolul sistemului de răcire. Structură și particularități constructive

Așa cum se arată în literatură [11] sistemul de răcire are scopul de a menține un regim de temperatură adecvat unei bune funcționări a motorului și de a disipa căldura generată de motor în atmosferă.

Motoarele cu ardere intrernă nu pot funcționa fără a răci pereții cilindrului și ai chiulasei. Răcirea este necesară din cauza încălzirii inegale și puternice în contact cu gazele de ardere a elementelor numite anterior.

Se apreciază ca, fluxul termic variază semnificativ pe durata unui ciclu de funcționare și poate atinge valori mai mai de 106 W/m2 și are valori diferite pe diferite suprafețe.

Ca rezultat al acestui transfer termic, pot apărea incălziri mari și neregulate a fiecărei componente din motor.

Temperatura elementelor constructive a motorului cu ardere internă (pistonul, supapele de evacuare, chiulasa sau scaunele supapelor) pot atinge valori limită din punct de vedere al proprietăților mecanice și termice a materialelor. În unele cazuri, de supraîncălzire componentele motorului pot fi afectate ceea ce duce la arderea capului pistonului, fisurarea pereților camerei de ardere sau distrugerea motorului.

Efectele răcirii se observă în uniformizarea răcirii pereților evitând astfel, dilatări inegale și solicitări termice periculoase. În plus se practică adoptarea de măsuri speciale pentru a asigura un regim termic optim pentru o bună funcționare .

Transferul de căldură de la gazele de ardere la lichidul de răcire la motoarele cu ardere internă poate varia între 25 – 35% din energia totală degajată de arderea amestecului [32]. Aproape jumătate din căldură trece prin pereții cilindrilor și cea mai mare parte a căldurii rămase este preluată de lichidul de răcire din chiulasă prin scaunul supapelor de evacuare.

Se arată de către majoritatea autorilor că sunt trei metode de trasfer termic: conducție, convecție și radiație.

În lucrarea [diesel engines] se indică procentual, din cantitatea de căldura totală, dezvoltată prin arderea amestecului combustibil în motoare Diesel, cantitățile de căldură cedate sistemului de răcire, în funcție de viteza medie a pistonului. Acest aspect este evidențiat în diagrama din fig. 3.1.

Sistemul de răcire cu lichid

La acest sistem de răcire lichidul din cămașa de răcire a cilindrilor preia căldura de la pereți, trece printr-un radiator unde cedează această căldură aerului înconjurător și apoi revine în cămașa de răcire a motorului la o temperatură mai joasă, formând astfel o circulație continuă. Debitul lichidului de răcire G, necesar răcirii unui motor se poate estima, în principiu, cu următoarea relație:

[kg/oră]; (3.1)

în care:

Q [kJ/oră] – cantitatea de căldură ce trebuie evacuată;

cl [kJ/(kgK)] – căldura specifică a lichidului de răcire;

t1 [C] – temperatura apei la intrarea în blocul de cilindri;

t2 [C] – temperatura apei la ieșirea din motor.

În present se folosesc instalații de răcire cu lichid, de tip închis. O astfel de instalație, prezentată schematic în fig.3.1.

La realizarea schemei de răcire trebuie să se aibă în vedere ca lichidul rece să se aducă în primul rând în zonele calde din partea inferioară a motorului și apoi să se dirijeze în restul traseului. Orificiile de intrare a lichidului din conducta principală spre cilindri, respectiv în chiulasă, se dimensionează în mod crescător de la intrarea în conductă spre cel mai îndepărtat punct, astfel ca debitele de lichid să fie egale pentru toți cilindrii. Pentru o funcționare normală a instalației de răcire, presiunea în orice punct nu trebuie să fie mai mică decât presiunea de vapori, chiar și decât cea de la intrarea în pompa de lichid unde aceasta are cea mai mică valoare. Pe de altă parte, presiunea creată de pompa de lichid trebuie să fie suficient de mare pentru a învinge rezistențele hidraulice ale instalației. Pompa de lichid se va plasa în circuitul de răcire în așa fel încât să aspire lichidul răcit din radiator. În caz contrar, pompa aspiră și vaporii formați la partea superioară a instalației, din care cauză este posibilă micșorarea debitului și funcționarea intermitentă. De asemenea, dacă pompa ar aspira lichidul din motor, și nu din radiator, ar scădea presiunea în cămașa de răcire și lichidul ar fierbe la temperaturi mai scăzute, ceea ce atrage micșorarea temperaturii de regim și creșterea pierderilor prin răcire. La circulația forțată a lichidului de răcire, sensul curentului trebuie ales în așa fel încât să nu se opună circulației acestuia prin termosifon. De asemenea, pentru ușurarea eliminării bulelor de vapori și de aer, circulația curentului de lichid nu trebuie să frâneze deplasarea liberă ascendentă a acestora. Pentru a evita apariția fenomenului de cavitație, viteza lichidului nu trebuie să depășească valoarea de 2,5 … 3 [m/s]. Pentru aceasta, conductele trebuie să fie dimensionate suficient de mari și anume: diametrul conductei de la radiator la motor să fie cel puțin egal cu al intrării în pompă, iar diametrul conductei de la motor la radiator să fie cel puțin egal cu cel al conductei de ieșire din motor. Forma conductelor trebuie aleasă în așa fel încât să nu existe posibilitatea formării pungilor de aer, evitându-se razele mai mici de 50 [mm], colțurile sau bordurile ascuțite.

Semifabricatele pentru corpul pompei și rotor se obțin prin turnare.

-zarea a două ventilatoare acționate independent, pe cale electrică, montate pe același radiator. Dimensiunile ventilatorului sunt însă limitate de viteza periferică a vârfurilor paletelor care nu trebuie să depășească valori de 70 … 100 [m/s]. Unghiul de atac al paletelor se va alege astfel încât să se obțină un debit cât mai mare cu un consum convenabil de putere. Uzual, unghiul de atac se alege de 40 … 45ș, iar unghiul de ieșire al paletei se realizează de circa 30ș. Plasarea ventilatorului în raport cu radiatorul se poate face în fața acestuia, fiind vorba de ventilatoare de refulare, ceea ce constituie o tendință modernă în special la motoarele de autoturisme. Plasarea în spatele radiatorului a fost folosită mult timp, ventilatorul numindu-se în acest caz ventilator de aspirație.

Antrenarea ventilatorului se poate face pe cale mecanică de la motor, de regulă împreună cu pompa de lichid sau pe cale electrică, cu ajutorul unui motor electric propriu. Se recomandă o funcționare intermitentă, comandată prin dispozitive termostatice în funcție de temperatura lichidului de răcire. În cazul ventilatoarelor acționate de motor, funcționarea intermitentă se realizează cu ajutorul unor cuplaje electromagnetice sau cu ambreiaj hidraulic. Pentru ventilatoarele axiale destinate autocamioanelor și tractoarelor se recomandă execuția din tablă de oțel; paletele se confecționează din tablă subțire cu grosimea de circa 1 … 2,5 [mm] și se nituiesc pe un suport realizat din tablă mai groasă de 3 … 4 [mm]. În acest caz, numărul paletelor este de obicei de 4, plasarea lor făcându-se în X, la un interval unghiular de 70 sau 110ș sau la unghiuri inegale, în vederea reducerii vibrațiilor și a zgomotului. Ventilatoarele motoarelor mai mici, cu diametre până la 700 [mm] se execută din material plastic prin injectare în matriță.

După cum bine cunoaștem când temperatura lichidului de răcire (motorului) ajunge la 85 °C termostatul începe să se deschidă permițând lichidului de răcire să circule prin radiator. Deschiderea completă a termostatului se realizează la aproximativ 92 °C. În acest caz tot lichidul de răcire trece prin radiator. Poziția termostatului se stabilizează la temperaturi de 85 – 90 °C, unde rămâne parțial deschis, doar o parte a lichidului de răcire fiind trecut prin radiator. În acest mod se asigură menținerea temperaturii motorului în zona optimă de funcționare.

atașate cele două supape (de recirculare și către radiator). Dacă temperatura lichidului scade, ceara se solidifică, volumul se reduce și arcul elicoidal (4) aduce cele două supape în poziția inițială.

Un studiu interesant prezentat în lucrarea Internal Combustion Engine Cooling Strategies: Theory And Test face referire la o tendință modernă, care prevede printre altele îmbunătățirea managementului sistemului de răcire prin introducerea unui termostat inteligent.

În continuare se descrie contrucția și funționarea acestui tip de termostat.

Sistemele avansate de management termic necesită componente active care pot fi controlate utilizând răspunsuri variabile. Astfel, s-a dezvoltat un termostat inteligent pentru a controla lichidul de răcire dirijat către radiator. Caracteristicile de deschidere a termostatului sunt definite pe baza unei temperaturi setate. Mai mult decât atât, acționarea sistemului este influențată de poziționarea supapei inteligente.

Această supapă inteligentă propusă crește precizia de reglare a sistemului prin separarea actuatorului de control de senzorul de temperatură. Măsurarea temperaturii de către actuator este realizată electronic cu un senzor de temperatură, cum ar fi o termocuplă sau un termistor. Acești senzori pot fi instalați în zonele cele mai solicitate din punct de vedere termic, cum ar fi chiulasa sau în afara zonei controlate, precum ar fi lichidul de ungere.

Termostatul inteligent cu supapă este format dintr-un motor electic de curent continuu cu reductor și un potențiometru rotativ, pentru a controla poziția valvei, așa cum se arată în fig. 3.7. Corpul supapei este prelucrat din aluminiu, având mai multe garnituri pentru etanșare. Pe el este atașat motorul electric, cuplat la arborele acestei supape. Motorul este unul de curent continuu, cu magneți permanenți. În fața motorului este amplasat potențiometrul, care redă pozitia supapei. În corpul supapei este prevăzută o clapetă de tip fluture, care are o suprafață conică, înclinată. Clapeta tip fluture este montată pe arborele supapei, astfel încât să creeze o cădere de presiune atunci când este închisă.

Pentru alegerea supapei cu diametrul potrivit, se iau în considerare parametrii de performanță ai presiunii, respectiv debitul de curgere al lichidului și viteza de răspuns. Proiectarea supapei necesită, în mod evident, cunoașterea sistemului de răcire controlat de această valvă. Principala problemă constă în alegerea corectă dimensiunii supapei, în vederea asigurării unei răciri optime. Dacă supapa este prea mare, atunci va apărea o rezistență prea mică și debitul de lichid va fi controlat mai greu. Aceste supape supradimensionate pot conduce la un domeniu restrâns de reglaj și de funcționare, datorită poziției aproape de complet închisă, aspect care nu este de dorit. În caz contrar, dacă aceste supape sunt de dimensiuni mici se dezvoltă o presiune mare chiar și în stare complet deschisă, având un efect negativ asupra controlului curgerii lichidului de răcire [7].

Sistemul de răcire cu aer

Sistemul de răcire cu aer, prezentat în fig.3.10 este din ce în ce mai puțin folosit la motoarele de automobile. Acesta a fost utilizat datorită faptului că este foarte simplu din punct de vedere constructiv, are masa mai redusă decât a sistemului de răcire cu lichid, nu necesită operațiuni de întreținere și nu este expus înghețului. Acest sistem prezintă însă și dezavantaje, legate de faptul că anumite zone ale motorului nu pot fi răcite în condiții optime, având astfel temperaturi mai ridicate, sau de că motorul se răcește repede după oprire.

Acest sistem de răcire necesită o construcție adecvată a corpului cilindrului și a chiulasei deoarece coeficientul de transfer de căldură prin convecție este mai mic decât în cazul răcirii cu lichid.

La motoarele de automobile și tractoare circulația aerului se asigură cu ajutorul unui ventilator și este dirijată după un traseu bine determinat. În vederea unor condiții normale de funcționare a motorului, instalația de răcire trebuie să asigure temperatura în diferitele puncte ale chiulasei și cilindrului sub valorile admise. Estimativ, aceste valori pentru regimul de sarcină plină a motorului se arată în tabelul 3.1. Temperatura suprafețelor interioare a chiulasei și cilindrului trebuie să fie de minim 130 … 140 [C], adică peste punctul de rouă al gazelor de evacuare. În tabelul 3.2 se indică valori orientative ale suprafeței specifice de răcire funcție de tipul motorului, iar în tabelul 3.3 se recomandă procentual repartizarea suprafeței de răcire între chiulasă și cilindru.

Având în vedere necesitatea unei eficiențe sporite a aripioarelor, din condiții de gabarit și considerente tehnologice, se recomandă pentru înălțimea aripioarelor valori până la 28 [mm], iar pentru pasul aripioarelor 8 … 9 [mm]. Pentru cilindru, raportul dintre înălțimea porțiunii cu aripioare și cursa pistonului trebuie să fie în limitele 1,3 … 1,5.

Organizarea sistemului de răcire depinde de o serie întreagă de factori, printre care tipul ventilatorului, numărul și dispunerea cilindrilor, mărimea motorului. În fig. 3.11 sunt ilustrate cele mai uzuale scheme de răcire.

În tabelul 3.4 sunt estimate valorile presiunii aerului din sistemul de răcire funcție de alezaj.

Ventilatoarele utilizate la motoarele răcite cu aer pot fi axiale sau centrifugale. Ventilatoarele axiale funcționează, în general, la turații ridicate de 5000 … 7000 [rpm], realizând debite mari la dimensiuni relativ reduse. Viteza periferică a rotorului se limitează la 125 [m/s], din considerente de zgomot. Carcasa și rotorul ventilatoarelor axiale se execută în general din aliaje de aluminiu turnate în cochile, asigurându-se o precizie înaltă relativ la forma, poziția și dimensiunile palelor. La motoarele mai mici, rotorul se poate executa din material plastic injectat în matriță.

Carenajele și deflectoarele au un rol esențial în distribuția aerului, asigurând o răcire cât mai uniformă a cilindrilor și a chiulasei, și se realizează sub forma unor piese din tablă.

Condiții funcționale și elemente privind dimensionarea componentelor sistemelor de răcire

La proiectarea unei instalații de răcire la m.a.s., se adoptă soluțiile constructive prin care se poate menține o temperatură aproximativ constantă a cilindrilor pentru a asigura un coeficient de umplere cât mai ridicat și pierderi minime prin răcire. Cu cât intesitatea de răcire este mai mare cu atat performațele de putere si economicitate sunt mai bune.

Indiferent de tipul motorului instalația de răcire a acestuia trebuie să răspundă unor cerințe obligatorii:

să asigure desfășurarea proceselor de schimb de gaze cu pierderi minime;

să asigure un regim termic optim la toate regimurile de funționareș

consum mic de putere pentru antrenarea componentelor instalației de răcire;

siguranță și durabilitate în funcționare;

construcție cât mai simplă si dimensiuni de gabarit cât mai reduse.

Pentru a proiecta și calcula corect elementele instalației de răcire trebuie să se determine fluxul de căldură preluat de instalația de răcire. Acsta se determină din ecuația de bilanț termic al motorului prezentată mai sus.

Condiții funcționale și elemente privind dimensionarea radiatorului

În general lichidul în radiator circulă vertical iar aerul pe orizontală. La autoturisme este posibil ca și lichidul să circule pe direcție orizontală.

Evoluția temperaturilor aerului și lichidului la intrarea și ieșirea din radiator rezultă din fig. 3.11 unde s-au folosit următoarele notații:

til, tel – temperatura lichidului la intrarea respectiv la ieșirea din radiator;

tia, tea – temperatura aerului la intrarea respectiv la ieșirea din radiator.

La un regim staționar, căldura preluată de radiator de la lichid este egală cu cea cedată de acesta aerului.

Folosind notațiile din fig. 3.11 se calculează următorii parametrii:

(3.2)

(3.3)

și

(3.4)

unde: tma, tml – temperatura medie a aerului respectiv lichidului în radiator;

tm – diferența medie de temperatură între lichid și aer.

Pentru proiectare se pot adopta următoarele valori ale temperaturilor:

tia = 40…45 oC;

tea = tia + (10…12) oC;

til = 85…115 oC;

tel = til+ (4…7) oC.1

unde: Al, Aa – ariile suprafețelor în contact cu lichidul, respectiv cu aerul [m2];

tc1, tc2-temperaturile medii ale pereților tubului [K];

– coeficientul de conductibilitatea termică a tubului;

– grosimea peretelui tubului [m],

, – coeficienții de transmitere a căldurii de la lichid la pereții tubului respectiv de la radiator la aer.

În lucrarea numită Numerical study of rectangular fin for cooling of automobile engine se prezintă un studiu numeric al aripioarei rectangulare, parte componentă a sistemelor de răcire a diferitelor motoare de automobile. O aripioară reactangulară de dimensiuni diferite a fost studiată, în vederea unei răciri eficiente, pentru un anumit interval de temperatură sau un interval de flux de căldură. Ecuația bidimensională de conducere a căldurii a fost rezolvată folosind metoda diferențelor finite, controlată de condiția de stabilitate. Ecuația diferențială parțială a fost transformată în formă algebrică utilizând extensia seriei Taylor. Au fost luate în considerare condițiile limită corespunzătoare. Analiza aripioarei a fost efectuată în programul MATLAB prin simularea ecuației de guvernare și a condițiilor limită și poate fi de asemenea studiată pentru a vedea efectul proprietăților efectului termic la schimbarea vitezei de răcire prin schimbarea geometriei [18].

Așa cum se știe, datorită aripioarelor, căldura este cedată prin convecție forțată. Considerând în reprezentarea din fig. 3.13 schema aripioarei se figurează covecția forțată la peretele din stânga. La momentul inițial, t = 0, temperatura inițială este Ti . Conform reprezentării, avem q” = cantitatea transferului termic, h = coeficientul de transfer termic [W/m2K], T∞ = temperatura mediului înconjurător.

Condiții funcționale și elemente privind dimensionarea ventilatorului

Calculul ventilatorului ține seama de calculul radiatorului. Debitul de aer necesar pentru răcirea radiatorului se calculează cu relația:

(3.6)

unde:

– densitatea aerului la temperatura și presiunea mediului ambiant;

ca – căldura specifică a aerului (la temperatura de 50…55 0C, ca= 1,050 [kJ/kgK];

– încălzirea aerului în radiator (= 20…30 0C).

Debitul de aer pe care trebuie să-l asigure ventilatorul se verifică pe baza ecuației de debit

2 (3.7)

în care:

Afl – aria suprafeței frontale libere a radiatorului care este mai mică decât aria suprafeței frontale Af a radiatorului din cauza nervurilor și țevilor de apă Afl = l.Af, unde l =0,60…0,85 și reprezintă coeficientul suprafeței libere a radiatorului;

wa – viteza aerului la intrarea în radiator (wa = 9…13 m/s, când se ia în considerare și viteza de deplasare a autovehiculului; wa = 6…9 m/s când nu se ia în considerare viteza de deplasare a autovehiculului).

Calculul ventilatorului se pornește de la debitul de aer necesar răcirii și de la căderea de presiune în circuitul de aer .

(3.8)

unde:

– căderea de presiune în radiator;

= (0,35…1,10)- căderea de presiune în montajele anexe.

Căderea de presiune a circuitului de aer este cuprinsă între 60…100 kPa.

Puterea necesară antrenării ventilatorului se determină cu relația:

(3.9)

unde:

– randamentul ventilatorului =0,55…0,65 pentru palete profilate turnate și =0,32…0,40 pentru palete ștanțate).

Condiții funcționale și elemente privind dimensionarea pompei de lichid

Circulația lichidului de răcire în instalația de răcire se realizează prin intermediul pompei de lichid. Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune pp suficientă pentru a învinge rezistențele hidraulice la deplasarea forțată a lichidului.

Radiatorul introduce mai mult de jumătate din rezistențele hidraulice și există pericolul ca în cazul în care tuburile de apă se înfundă, presiunea lichidului să fie mai mică decât presiunea de vapori. În acest caz apare fenomenul de cavitație, urmat de formarea de bule de vapori care în regimuri de presiuni mari sunt comprimate brusc, provocând șocuri care deteriorează mai ales pompa.

Prevenirea fenomenului de cavitație se realizează dacă presiunea lichidului la intrarea în pompă este mai mare decât presiunea de vapori.

Pentru calculul rotorului se pornește de la mărimile reprezentate în fig. 3.14. Aria secțiunii de intrare a lichiului în canalele rotorului pompei se determină luând în considerare debitul teoretic ce trebuie vehiculat de pompă

(3.10)

unde: c1 – viteza lichidului la intrarea în pompă (c1 = 1,0…2,5 m/s);

ro – raza butucului rotorului [m];

r1 – raza de intrare a lichidului în rețeaua de palete [m].

(3.11)

3 (3.12)

unde: – randamentul pompei ( = 0,2…0,4);

– densitatea lichidului.

Unghiurile vitezelor la ieșire se aleg între următoarele limite = 8…120 și = 35…500.

Raza maximă a rotorului rezultă:

(3.13)

np – turația rotorului pompei [min-1].

La construcțiile existente valorile pentru razele r1 și r2 se găsesc în limitele;

r1 =17…35 mm, r2 = 30…55 mm.

Se remarcă o tendință actuală în direcția managementului integrat al sistemului de răcire a motorului, care include și funcțiile de răcire a uleiului și de încălzire a habitaclului. Acest lucru se obține prin introducerea unui modul compact, ce conține elemente inteligente de reglare, cuprinzând un sistem de valve acționate pe cale electrică, prin intermediul unității de comandă și control. Aceste elemente sunt grupate în jurul pompei de lichid, soluția prezentată fiind dezvoltată de grupul Schaeffler.

O vedere cu secțione parțială a acestui modul, precum și amplasarea sa pe automobil este prezentată în fig. 3.15 [46].

Fig. 3.15 Componentele modulului de management

integrat a sitemului de răcire

Capitolul 4

Posibilitățile de creștere a puterii și economicității

motorului de automobil prin utilizarea răcirii diferențiate

4.1 Principiul răcirii diferențiate a motorului

Experiența arată că temperatura optimă a lichidului de racire, care circula prin cămașa cilindrului trebuie să fie aproximativ 90 °C. Răcirea chiulasei impune alte deziderate. Astfel, pentru a obține o înclinație mai mică la detonație și în special o umplere mai eficitentă, care să conducă la performațe ridicate ale motorului se impune ca temperatura chiulasei să fie mai redusă decât cea a cilindrului.

Așa cum se știe, calitatea amestecului și evoluția temperaturii sale influențează transferul de căldură. Pe de altă parte, așa cum arată lucrarea lui Principle of heat transfer in internal combustion engines from a modeling standpoint interacțiunea termică dintre încărcătură și pereții motorului pote fi considerată reciprocă [4].

Fig. 4.1 redă o reprezentare grafică a curgerii încărcăturii proaspete în motor. Se pune în evidență că această curgere este multidimensională, find dependentă de schimbările de geometrie ale fluxului de încărcătură și de momentul considerat.

În consecință, coeficientul transferului termic variaza de-a lungul suprafeței cilindrului. Astfel, încărcătura la intrarea în cilindru se află în general la o temperatură mai mică decât temperatura pereților cilindrului. Prin urmare, încărcătură proaspătă generează un minim efect de răcire a traseului de admisie. Acest fenomen nu contribuie însă în mod direct la pierderile de căldură ale motorului și ar putea fi neglijat în studiul bilanțului energetic al motorului. Încălzirea în continuare a încărcăturii proaspete conduce la reducerea eficienței volumetrice. În general, cunoșterea fluxului termic, mai ales în zona porții supapei de admisie este necesară pentru a stabili distribuția temperaturilor în chiulasă și pe această cale temperatura ei optimă [4].

Încercările efectuate în țara noastră [11] arată că, temperatura optimă a apei din chiulasa motorului este de aproximativ 40…56°C aspect arătat în fig. 4.1.

De aceea, se urmărește răcirea diferențiată a motorului. Răcirea diferențiată se poate realiza pe mai multe căi.

În fig. 4.2 se utilizează două circuite de apă independente, iar radiatorul R este despărțit în două părți. Apa din circuitul chiulasei (C) este deplasată forțat de o pompă și asigură, o răcire mai intensă.

Cămășile cilindrilor sunt răcite prin convecție naturală în varianta următoare așa cum se prezintă în fig. 4.3. În acest caz se utilizează un singur radiator, iar cămașa de apă, din chiulasă este în legătură cu cea din blocul de cilindri prin orificii strangulate [11].

Și în acest caz răcirea chiulasei se efectuează forțat, iar blocul de cilindrii prin termosifon.

În fine, în a treia, variantă prezentată în fig. 4.4 se produce o răcire combinată: chiulasa este răcită forțat prin lichid, iar cilindri se răcesc cu aer. Experimentele efectuate cu o instalație specială, de răcire diferențiată a motorului cu aprindere prin scânteie, având un număr de 8 cilindri dispuși în V, motor de concepție și fabricație româneasca, cunoscut sub indicativul SR-211 arată o eficiență sporită a procedeului, aspect indicat și în tabelul 4.1. Creșterea economicității este determinată de utilizarea unui avans mai mare, apropiat de cel optim, fără pericolul detonației.

Transmiterea căldurii și posibilități de creștere a puterii și economicității motorului de automobil prin utilizarea răcirii diferențiate

Așa cum se cunoaște și cum s-a evidențiat și în cadrul prezentei lucrări, creșterea puterii și a economicității motorului cu ardere internă cu piston, destinat în special propulsiei autovehiculelor, depinde în mare măsură de ciclul de funcționare al acestuia. Pe de altă parte, asupra acestui ciclu de funcționare influențează mai ales condițiile transmiterii căldurii în camera de ardere și în cilindrii motorului.

Studiul transmiterii căldurii constituie o problemă interesantă atât din punct de vedere teoretic, cât și din punct de vedere practic, acest lucru evidentiindu-se prin răspândirea motoarelor rapide cu supape în capul cilindrului în construcția automobilelor.

Așa cum s-a arătat anterior trasferul de căldură de la gazele de ardere la componentele motorului se face prin cele trei mecanisme cunoscute și anume: convecție, conducție și radiație. Ponderea și caracterul lor sunt evidențiate în lucrarea. Astfel, în cilindrul motorului, transferul de căldură de la gazele de ardere fierbinți la piesele motorului se realizează prin: convecție forțată de la stratul limită al gazului din cilindru la peretele acestuia, conducție forțată prin stratul limită al lichidului de răcire, acolo unde poate apărea fierberea și prin radiație care este estimată la aproximativ 20-40%.

Trasferul termic din cilindru este ciclic datorită mișcării constante a pistonului. Totuși, turația motorului este adesea suficient de mare încât să limiteze schimbările de temperatură care acționează asupra peretelui cilindrului la o adâncime de 0, 1 – 0, 5 mm. Astfel, se presupune că temperatura peretelui cilindrului nu se schimbă în timp.

Încărcătură proaspătă intră se în contact cu suprafața cilindrului la fiecare ciclu de admisie.

Contactul amestecului cu perenții cilindrului nu este dependent doar locul unde se procuce acest contac ci și de sarcina motorului. În fig. 4.5 ne sunt prezentate două grafice ce ne dau o vedere de ansamblu a evoluției temperaturii asupra regiunii peretelui camerei de ardere în funcție de timp (dreapta) și în funcție zonă (stânga). Așa cum arată lucrarea Principles of Heat Transfer in Internal Combustion Engines from a Modeling standpoint, în figură este o suprapunere virtuală a două zone diferite, o zonă este aleasă arbitrar iar o zona este cea în care de amestecul atinge peretele cilindrului [4].

The cyclic temperature variation of the impingement region is similar to the arbitrary surface, but with a larger temperature variation.

Lucrarea se concentrează asupra simulărilor tranzitorii tridimensionale de înaltă rezoluție bazate pe interacțiunea termică, locală dintre curgerea turbulentă și limitele solide ale acesteia.

Au fost elaborate o serie de relații empirice pentru evaluarea fluxurilor de căldură în camerele de combustie ale motoarelor cu ardere internă.

Trebuie menționat că printre primele lucrări din domeniul transmiterii căldurii, așa cum se cunoaște se regăsesc și lucrările cercetătorului W. Nusselt. El a arătat că acest fenomen are loc prin radiație și prin contact direct cu mediul inconjurător și că în ambele cazuri mărirea turbulenței gazelor duce la intensificarea schimbului de căldură.

Nusselt stabilește expresii teoretice pentru determinarea cantității de căldură transmise, pentru determinarea cantității transmise apei de răcire de gazele de ardere, expresii care comparate cu rezultatele experimentale, sunt de 2-3 ori mai mari. Unele dintre aceste expresii vizează calcularea numărului Nusselt pentru convecția forțată. Alte ecuații au fost obținute prin procesarea unui număr mare de date experimentale.

Pentru a descrie relatia dintre transferul termic si pozitia pistonului este studiata media fluxului de caldura

To describe the relation between heat transfer and crank angle, the instantaneous spatially – averaged heat flux is studied. Astfel, coeficientul termic convectiv de transfer termic depinde de diferiți factori și poate fi calculat prin diferite metode empirice, dezvoltate de Nusselt, dar și de alți cercetători, cum ar fi Woschni, Annand, Hohenberg, Eichelberg ș.a

Prelucrarea rezultatelor experimentale a rezultat o formulă pentru coeficientul de transfer termic în cilindrul motorului cu piston:

unde,

Tg, p – valorile temperaturii și presiunii mediului de lucru;

TW – temperatura suprafeței camerei de ardere.

Bineințeles, formula are o structura adițională:

unde,

h0 – coeficientul de transfer termic corespunzător unui gaz staționar din camera de ardere;

hK – coeficientul de transfer termic corespunzător condițiilor de convecție forțată proporțională cu viteza medie a pistonului – Vp;

hR – coeficientul de transfer termic prin radiație.

Metoda dezvoltata de Nusselt a fost continuată de alți cercetători. Unul dintre cercetători a fost N. Briling, accesta introducând corecția privind influența curgerii turbulente a gazelor.

Diferențele față de rezultatele experimentale se datoresc în primul rând faptului că, atât Nusselt, cât și Briling, au considerat că turbulența gazelor este funcție numai de viteza medie a pistonului, ceea ce nu reflectă destul de exact esența fenomenului. Ca și exemplu, putem privi spre un motor care funcționează la o turație constantă, dar cu deplasări diferite ale supapei de admisie: prin schimbarea camelor se va obține o viteza de curgere diferita a gazelor proaspete. Când transmiterea căldurii este maximă, acest lucru influențează turbulența amestecului atât în timpul admisiei și comprimării, cât și în timpul arderii și destinderii. Acestea sunt motivele pentru care următoarea ipoteză pare mai logică: turbulența gazelor proaspete în cilindrul motorului de automobil este funcție de viteza amestecului în orificiul supapei de admisie, deoarece acesta condiționează nemijlocit turbulența inițială a gazelor, care se păstrează într-o anumită măsură și în timpul celorlalte procese.

Experimentele duc la determinarea pierderii de căldură într-un motor Diesel în care formarea turbulențelor cauzate de injecția amestecului, măresc transferul de căldură de 2,5 ori. Acest aspect este evidențiat în rel. 4.3.

Termenul 1,45 ∙ Tg ∙ p2/3, conform cercetătorului este asociat turbulențelor din cilindru – component indusă de transferul de căldură.

Conform celor propuse de I. M. Lenin și de A. V. Kostrov de la Institutul de automobile din Moscova, viteza amestecului în orificiul supapei de admisie poate fi determinată cu destulă exactitate prin împărțirea volumului gazelor proaspete ce trec prin canalul de admisie în timpul unui ciclu la timpul corespunzătoar unui unghi al manivelei de 180°.

Versiunea Eichelberg conține un termen implicit pentru radiație și este potrivit din punct de vedere dimensional. Prin urmare, este necesară o utilizare atentă.

Investigațiile lui L. Belinsky reprezintă primul și cel mai atent experiment realizat privind măsurarea optică a transferului de căldură prin radiație în camera motorului cu piston.

Annad [9] a sugerat o altă corelație larg răspândită, în care coeficientul de transfer de căldură a fost reprezentat în rel. 4.4:

Corelația lui Annand a fost rezultatul prelucrării datelor experimentale pentru două motoare diferite, cu aprindere prin comprimare: unul fiind în doi timpi, iar cealalt în patru timpi.

Ca și în corelația lui Nusselt [21], proprietățile gazului au fost luate la temperatura masei de amestec (at the bulk temperature). Coeficienții recomandați a, b, c au fost:

a = 0.25…0.8,

b = 0.7,

c = 0,576 ∙ σ – pentru motoarele cu aprindere prin comprimare.

În mod interesant, coeficienții b, c nu diferă în mod semnificativ pentru ambele tipuri de motor. Coeficientul a reprezintă nivelul conductiv al transferului termic variind de la o valoare mică pentru un motor în patru timp și o valoare mare pentru un motor în doi timpi. Această variație a coeficientului a indică faptul că acest factor semnificativ a fost ignorant și prezumțiile făcute de Annand nu erau sufficient de precise.

O ecuație propusă de Sitkei și Ramanaiah a derivat din corelația lui Woschni și formula lui Annand. Similar cu ecuația lui Annand, această ecuație prezintă caracteristici separate de convecție și radiație. Astfel, autorii recunosc semnificația transferului de căldură radiantă în motoarele cu aprindere prin comprimare. Coeficientul de transfer termic este dat în rel. 4.5 :

unde b,

b = 0 – 0.03 – pentru camera de ardere;

b = 0.05 – 0.1 – scobitura din piston;

b = 0.15 – 0.25 – cameră de turbionare;

b = 0.25 – 0.35 – camera de pre-combustie.

Morel și Keribar [19] au dezvoltat un program numit IRIS, care are modele detaliate de flux termic fie pentru transferului termic prin convecție fie pentru transferului termic prin radiație.

O ecuație propusă de LeFeuvre pentru a estima fluxul termic instantaneu din chiulasă sau din pistonului este prezentată mai jos:

unde,

a = 0,047 – este determinat experimental pentru un motor diesel cu injecție directă, supraalimentat;

Tg – reprezintă temperatura medie a gazului;

Tw – temperatura suprafeței peretelui;

Dent și Suliaman [22] au efectuat un experiment pe un motor diesel cu injecție directă, răcit cu aer, cu trei cilindri în linie și două supapae pe fiecare cilindru. Ei au observat în motor, raporturi mai mari de turbionare decât cele arătate de LeFeuvre.

Alcock s.a. au propus o expresie complet empirică bazată pe rezultate, obținută prin măsurarea temperaturilor componentelor și a gradienților de temperatură în peste 200 de motoare:

Pentru a determina variația spațială a fluxului termic în cilindrul motorului, cunoașterea valorii factorului de distribuție specific F. Acest factor este dependent de forma și locația camerei de ardere, indiferent dacă este în chiulasă sau în capul pistonului. Coeficienții m și n diferă în funcție de tipul motorului. Astfel, m=0, 75 și n=0, 3 pentru motoarele în patru timpi, cu aprindere prin comprimare.

În final, modelul multidimensional reprezintă o abordare numerică avansată, folosită pentru modelarea transferului termic și ne oferă informații detaliate despre condițiile termice din motor. În modelul multidimensional, mai multe ecuații guvernante sunt rezolvate. Acestea sunt ecuații de conservare a masei, momentului și a energiei.

Un astfel de model este exemplificat în lucrarea Modeling of Transient Heat Flux in Spark Ignition Engine During Combustion and Comparisons with Experiment [37].

Pentru a determina căldura tranzitorie din camera de ardere în timpul procesului de ardere, transferul de căldură trebuie să fie definit ca o funcție ca în următoarea ecuație:

unde,

Qb – reprezintă rația transferului de căldură pentru gazele arse;

Qu – reprezintă rația transferului de căldură pentru gazele nearse.

Fluxul de căldură pentru amândouă cazurile sunt exprimate ca și funcții ale temperaturii:

unde,

Ab – zona în care gazele arse intră în contact cu pereții cilindrului la temperatura Tw;

Au – zona în care gazele nearse intră în contact cu pereții cilindrului; la temperatura Tw.

Peretelui cilindrului îi este atribuită temperatura de 450 K. Această temepratură este limita maximă alocată pentru că lubrifiantul să lucreze în condiții adecvate înainte să se oxideze din cauza supraîncălzirii.

Măsuratorile experimentale s-au realizat pe chiulasa reprezentată în fig. 4.6.

Modelul matematic s-a dovedit a fi în concordanță cu rezultatele experimentale privind fluxul de căldură și creșterea de presiune în timpul arderii. Diferența dintre rezultatele numerice și cele experimentale au fost realizate datorită ipotezei teoretice a facțiunilor de masă pentru regiunea gazelor arse sau regiunea gazelor nearse. În plus, temperatura gradientului în lungul peretelui a fost ignorată în modelul matematic.

Fig. 4.7 ne arată media fluxului termic al gazelor arse în timpul arderii și destinderii. Timpul compresiei nu este considerat în acest caz.

Încercările efectuate pe motorul de automobil echipat cu sistem de răcire diferențiată permit o analiză mai temeinică a pierderilor în apa de răcire, o determinare mai exactă a repartizării acestor pierderi între chiulasă și blocul cilindrilor și stabilirea unei relații corespunzătoare pentru căldura transmisă.

Faptul că sistemele de răcire a chiulasei și a blocului cilindrilor, precum și sistemul de preîncălzire a canalului de admisie (la motoarele unde preîncălzirea se face cu ajutorul apei de răcire) sunt izolate între ele, subliniază importanța și esența sistemului de răcire diferențiată a motorului de automobil. Acest sistem de răcire dă posibilitatea sa se măsoare cantitatea de apă care circulă în fiecare sistem și să se schimbe temperatura ei în mod independent.

O astfel de instalație a fost realizată la Institutul politehnic Brașov prezentată în

fig. 4.8:

Elementele componente ale instalației sunt prezentate mai jos:

1-motor;

2-pompa de apă a motorului;

3-intrarea apei de răcire în chiulasă;

4-ieșirea apei de răcire din chiulasă;

5-motor electric;

6-pompa de apă;

7-robinet de închidere a sistemului de răcire a chiulasei;

8-vas de amestec pentru sistemul chiulasei;

9-termorezistențe;

10-cilindri de măsură;

11-tub de nivel;

12-cilindri de scurgere;

13-robineți de scurgere;

14-robinet de golire;

15-robinet pentru reglarea temperaturii apei din chiulasă;

16-robinet pentru reglarea temperaturii apei din blocul cilindrilor;

17-vas de amestec pentru sistemul blocului cilindrilor;

18-robinet pentru răcirea uleiului;

19-termometre.

Instalația de mai sus constă în două sisteme de răcire, independente: unul pentru chiulasă și unul pentru blocul cilindrilor. Apa rece din rețea, la presiune constantă, este adusă într-un vas de amestec 8 sau 17, unde se amestecă împreună cu apa fierbinte din chiulasă sau din blocul cilindrilor și apoi este transmisă la una din pompele de apă 6 sau 2. Circulația apei în blocul cilindrilor se face cu ajutorul pompei de apă 2 a motorului, iar circulația apei în chiulasă se asigură cu ajutorul pompei 6, antrenată de motorul electric 5. Apa care trece prin cămășile blocului cilindrilor și chiulasei ajunge din nou în vasele de amestec și surplusul de apă trece prin robineții 13 fie în cilindrii de măsură 10, fie în cilindrii de scurgere 12 de unde este evacuată în sistemul de canalizare. Robineții 15 și 16 permit menținerea regimului termic dorit în cele două sisteme de răcire. Măsurarea temperaturilor se face cu ajutorul termometrelor cu rezistență electrică, montate pe un panou de comandă.

Cantitatea totală de căldură primită de apa de răcire a chiulasei și a blocului este:

în care:

Qgaze – cantitatea de căldură cedată de gazele arse prin pereții camerelor de ardere ai cilindrilor;

Qfr – cantitatea de căldură rezultată prin frecarea pistoanelor și cedată prin pereții cilindrilor;

Qev – cantitatea de căldură cedată de gazele arse prin pereții canalelor de evacuare din chiulasă.

Din experiențele efectuate rezultă că puterea pierdută prin frecarea pistoanelor constituie aproximativ 55-60% din întreaga putere pierdută prin învingerea rezistențelor mecanice în motor Pmec.

În același timp cu studiul transmiterii căldurii au fost studiate și posibilitățile de creștere a puterii și economicității motorului de automobil prin utilizarea răcirii diferențiate. Astfel, au fost ridicate caracteristicile de reglaj în funcție de avansul la producerea scânteii electrice și în funcție de dozajul amestecului carburant, la diferite turații și la regimuri cu sarcini de 50, 75 și 100%. Caracteristicile au fost ridicate la temperaturi diferite în chiulasă și în blocul cilindrilor.

Conform rezultatelor obținute:

temperaturile optime ale apei de răcire sunt cuprinse între 45 și 50°C în chiulasă și între 85 și 90°C în blocul cilindrilor;

regimul termic mai puțin intens al camerei de ardere dă posibilitatea să se mărească avansul la producerea scânteii electrice cu valori până la 5°C;

ca urmare a creșterii avansului la producerea scânteii electrice și a coeficientului de umplere, la temperaturi mai scăzute ale apei de răcire în chiulasă, presiunea maximă a ciclului crește și momentul terminării procesului de ardere se apropie de punctul mort superior. Aceasta determină o mărire a gradului de destindere și o scădere a temperaturii gazelor arse, ceea ce face să se micșoreze pierderile de căldură la evacuare, să crească presiunea medie indicată a ciclului și deci să se mărească puterea indicată a motorului. Dacă se ține seamă de faptul că pierderile prin frecare sunt aproximativ constante, se ajunge la concluzia că în acest caz, randamentul mecanic al motorului se mărește. Totodată, motorul cu răcire diferențiată funcționează cu un exces de aer mai mare decât cel cu răcire normală, ceea ce face ca sistemul de alimentare să asigure amestecuri mai puțin bogate și, ca atare, economicitatea să crească.

răcirea diferențiată a motorului de automobil intensifică transmiterea căldurii în regiunea supapei de evacuare prin crearea unor condiții de temperatură mai favorabile în chiulasă, mărind în acest mod durata de funcționare.

Utilitatea folosirii răcirii diferențiate la motoarele de automobil este evidentă mai ales dacă realizarea unui asemenea sistem de răcire se face cât mai simplu și fără cheltuieli suplimentare. Una dintre soluțiile posibile pentru realizarea răcirii diferențiate constă în izolarea cămășilor de apă din chiulasă de cele din bloc și asigurarea a două circuite de apă independente, prin separarea radiatorului în două părți. În chiulasă se asigură o circulație forțată cu ajutorul pompei de apă a motorului, iar în blocul cilindrilor se asigură o circulația simplă, bazată pe principiul termosifonului.

Pentru fiecare tip de motor, în funcție de solicitările termice, pot fi stabilite temperaturile optime de funcționare în cele doua sisteme, care constituie la rândul lor baza pentru adoptarea celui mai adecvat sistem de răcire pentru construcția respectivă.

Capitolul 5

Posibilități de estimare a performanțelor

motoarelor cu aprindere prin scânteie

Analizarea pe motor a variației unor mărimi caracteristice, în speță puterea indicată Pi și randamentul indicat i în funcție de dozaj, în condițiile menținerii tuturor celorlalți factori constanți, inclusiv avansul la aprindere apr, demonstrează că valoarea maximă a puterii este dezvoltată în domeniul dozajelor bogate, iar valoarea maximă a randamentului se obține în domeniul dozajelor sărace, așa cum se cunoaște.

Acest aspect, caracteristic motorului cu aprindere prin scânteie apare deoarece cantitatea de căldură Qt degajată la arderea în ciclul izocor a 1 kg. de combustibil are o valoare determinată maximă pentru dozajul stoechiometric, nemodificându-se la sărăcirea amestecului, așa cum se sugerează în fig. 5.1. În schimb, la îmbogățirea amestecului cantitatea de căldură Qt scade aproape liniar

apar zone locale în care predomină lipsa sau excesul de oxigen, în special la alimentarea prin carburație. Din acest motiv, pentru a preveni arderea incompletă trebuie mărit lejer excesul de aer, asigurându-se astfel regimul local necesar arderii complete a tuturor moleculelor de combustibil. Alimentarea prin injecție de benzină, combinată cu măsuri de creare a unor mișcări organizate în camera de ardere reușesc să diminueze aceste diferențe astfel încât puterea maximă să se obțină la dozaje ceva mai sărace, motorul putând funcționa cu coeficienți de exces de aer, global mai mari decât în cazul carburației.

Pe de altă parte, în cazul arderii incomplete mai ales la dozajele bogat reglate prin carburație, randamentul indicat i se reduce, evident datorită utilizării parțiale a căldurii de reacție a combustibilului. Randamentul indicat va atinge un maxim doar pentru acea valoare a dozajului, denumită așa cum s-a arătat, prin intermediul excesului de aer, ec, la care eliberarea energiei chimice a combustibilului este mai completă. În plus, obținerea unui randament indicat maxim în domeniul dozajelor sărace este determinată și de alți factori.

Astfel, la sărăcirea amestecului, aspect deja subliniat anterior crește proporția de gaze biatomice (de tipul azotului și oxigenului) din masa de gaze arse. Aceste gaze având o căldură specifică mai mică contribuie la diminuarea pierderilor de căldură prin gazele evacuate.

În același timp, odată cu mărirea excesului de aer peste valoarea unitară scade și temperatura amestecului. Drept consecință scade intensitatea fenomenului de disociere, ceea ce constituie o nouă sursă de mărire a randamentului indicat.

Toate aceste aspecte menționate pun în evidență, interesul pentru utilizarea în motor a amestecurilor puternic sărăcite, dar a căror folosire pe scară largă este restricționată de anumite condiții constructiv – funcționale bine definite. În acest sens, injecția de benzină crează facilități capitale ce nu pot fi suplinite de alte procedee de alimentare și de formare a amestecului, indiferent de soluția adoptată.

Obținerea maximului puterii, exprimată în kW, în domeniul dozajelor bogate poate fi pusă în legătură cu binecunoscuta dependență:

(5.1)

Când Gc, măsurat în kg.combustibil/h, reprezintă consumul orar de combustibil, iar Gat, măsurat în kg.aer/kg.combustibil este cantitatea reală de aer disponibilă pentru arderea unui kilogram de combustibil, consumul de aer Ga, exprimat în kg.aer/h va fi:

(5.2)

Substituind consumul orar de combustibil Gc prin produsul dintre consumul specific indicat ci și puterea indicată Pi în kW, se poate obține pentru puterea indicată următoarea expresie:

(5.3)

În ceea ce privește consumul orar de aer, Ga, acesta poate fi exprimat prin produsul dintre cantitatea de aer efectiv reținută în cilindrii motorului într-un ciclu, adică Vs 0 n i v, în kg./ciclu și numărul de cicluri pe oră, care este 120n/θ:

(5.4)

La rândul său, consumul specific indicat de combustibil, ci, poate fi exprimat în funcție de randamentul indicat i și de puterea calorică inferioară a combustibilului, Qi, prin dependența:

(5.5)

Prin substituirea în relația (5.4) a consumului de aer, a consumului specific indicat și a puterii indicate se obține următoarea dependență pentru presiunea medie indicată:

(5.6)

Considerând, în afară de dozaj, toți factorii constanți, această ultimă relație se poate restrânge la:

(5.7)

sau pentru putere:

(5.8)

relații în care C, C1, C2 sunt constante.

Expresiile (5.7) și (5.8) redau dependențele presiunii medii indicate pi și a puterii indicate Pi în funcție de dozaj, prin intermediul coeficientului de exces de aer [3, 35]. Variația presiunii pi este reprezentată în fig. 5.2. Se pune astfel în evidență un maxim al acesteia în domeniul dozajelor bogate, ceea ce explică dependența puterii de dozaj. Variația ambilor parametri este de fapt legată de variația raportului i/; astfel, la îmbogățirea amestecului până la o anumită limită, deși randamentul indicat i, care reprezintă numărătorul raportului se reduce, numitorul se micșorează mai repede, raportul i/ trecând printr-un maxim în domeniul dozajelor bogate. În realitate, această variație a presiunii medii efective cu dozajul este determinată de mai mulți factori. Este vorba, în primul rând, de faptul că presiunea maximă din ciclu, pmax, așa cum reiese din fig. 5.2, înregistrează un maxim în zona amestecurilor bogate, influențând astfel, în mare măsură alura presiunii medii indicate. Pe de altă parte, la îmbogățirea amestecului, coeficientul chimic de variație molară, crește

și cu intensificarea vitezei de ardere în spatele frontului de aprindere. În același timp se diminuează și timpul de contact dintre gaze și pereți, limitându-se pierderile prin căldură. Toate aceste aspecte cumulate acționează în același sens, adică creșterea presiunii maxime din ciclu și deci a presiunii medii indicate.

La îmbogățirea în continuare a amestecului puterea va începe să scadă, la aceasta contribuind în același sens atât reducerea randamentului indicat cât și a vitezei de propagare a frontului de aprindere.

Aspectele prezentate sunt deosebit de importante în cazul motoarelor alimentate prin injecție de benzină, în special cele cu injecție directă, deoarece există posibilitatea reglării mult mai precise a dozajului, în concordanță cu diverși factori și în consecință a realizării performanțelor de putere și consum estimate.

În continuare, considerând doar majorarea raportului volumetric ca ipoteză pentru îmbunătățirea performanțelor motorului alimentat prin injecție de benzină [64], raportul puterilor în cele două situații de alimentare se poate aduce la forma:

(5.9)

care, în final conduce la:

(5.10)

Raportul consumurilor specifice efective de combustibil, în cele două situații, se poate exprima sub forma:

(5.11)

Capitolul 6

Concluzii

Motorul cu ardere internă cu piston convertește cel mai bine în energie mecanică utilă, fracțiunea transformabilă în lucru mecanic din energia disponibilă sub formă de căldură. Astfel, se constată că acest tip de motor transformă în energie mecanică circa 90 – 95% din căldura transformabilă, ceea ce constituie un avantaj major, față de alte motoare termice.

Pe de altă parte, deși din punct de vedere mecanic motorul cu ardere internă cu piston, datorită pierderilor reduse, este o mașină performantă, apare dezavantajul major care însă este dat de intransigența legii de transformare a căldurii în energie mecanică, ceea ce atrage consumul său de combustibil crescut, în raport cu alte tipuri de unități energetice.

În vederea realizării dezideratului ameliorării funcționării și performanțelor motoarelor cu ardere internă utilizate în special în propulsia autovehiculelor au fost dezvoltate o serie întreagă de soluții și căi.

Studiul influenței regimului termic al motorului asupra umplerii evidențiază faptul că încălzirea încărcăturii proaspete înrăutățește umplerea prin reducerea valorilor coeficientului de umplere.

O astfel de analiză arată că este vorba de fapt despre un mecanism complex prin care încărcătura proaspătă, aflată la începutul procesului de admisie la temperatura mediului ambiant, intrând în contact cu piesele calde ale motorului pe de o parte și amestecându-se cu gazele reziduale din camera de ardere pe de altă parte își mărește temperatura initială. Un astfel de mecanism procesual conduce la micșorarea semnificativă a coeficientului de umplere, odată cu creșterea temperaturii amestecului proaspăt.

Din acest motiv, la proiectarea unei instalații de răcire la m.a.s., se adoptă soluțiile constructive prin care se poate menține o temperatură aproximativ constantă a cilindrilor pentru a asigura un coeficient de umplere cât mai ridicat și pierderi minime prin răcire.

În aceste condiții, cu cât intesitatea de răcire este mai mare cu atât performațele de putere și economicitate sunt mai bune.

Pentru a se obține alături de o umplere mai eficientă și o înclinație mai mică la detonație, cu posibilitatea măririi avansului la aprindere, răcirea chiulasei impune alte deziderate, care conduc la o temperatură mai redusă a acesteia, în raport cu cea a cilindrilor.

Din documentarea și din analiza făcută în cadrul prezentei lucrări reiese că dimensionarea instalației de răcire și stabilirea regimului termic al motorului se practică în limite largi, ceea ce permite realizarea unor optimizări prin reglaje mai fine ale temperaturilor în anumite zone și organe ale motorului, cu implicații benefice asupra perfomanțelor motorului.

Toate desideratele evidențiate mai sus, au condus la ideea răcirii diferențiate a motorului, descrisă și analizată într-un număr relativ restrâns de lucrări din domeniu.

Așa cum se cunoaște și cum s-a evidențiat și în cadrul prezentei lucrări, creșterea puterii și a economicității motorului cu ardere internă cu piston destinat în special propulsiei autovehiculelor, depinde în mare măsură de gradul de perfecțiune al ciclul de funcționare al acestuia. O influență imporantă asupra acestui ciclu de funcționare o au, în special condițiile transmiterii căldurii în camera de ardere și în cilindrii motorului.

.

……………………………………………………………………………………………………………………..

(La Concluz. Finale ale Tezei)

În cadrul modelului dezvoltat de autor s-a exprimat ca funcție distinctă dependența gradului de umplere de temperatura încărcăturii proaspete la finalul procesului de admisie și în continuare de creșterea de temperatură a încărcăturii proaspete în timpul procesului de admisie, datorită contactului cu suprafețele calde ale motorului.

Capitolul 7

Obiective și direcții de cercetare propuse în cadrul lucrării

Considerând drept punct de plecare concluziile sintetizate în urma studiului documentar efectuat, precum și analiza unor aspecte caracteristice, au putut fi definite o serie de obiective și direcții de cercetare, apreciate ca fiind primordiale în vederea derulării prezentei lucrări. Ele sunt expuse în continuare.

Astfel, unul dintre obiectivele de început îl constituie studiul condițiilor de desfășurare a procesului admisiei din motorul cu aprindere prin scânteie destinat propulsiei automobilelor, în special din punct de vedere termic, cu evidențierea influențelor complexe care apar. Se are în vedere, în acest context, faptul că aceste influențe determină în final, în mod hotărâtor, performanțele energetice ale motorului.

În cadrul lucrării autorul își propune realizarea unui studiu și a unei analize a aspectelor menționate, în scopul dezvoltării unui model fizico-matematic care să asigure evidențierea influenței regimului termic al motorului cu aprindere prin scânteie asupra eficienței umplerii cilindrilor cu încărcătură proaspătă.

Efectul modificărilor parametrilor de stare a încărcăturii proaspete din cilindru se va putea cuantifica pe cale analitică, prin intermediul acestui model teoretic dezvoltat de autor. Astfel, modelul fizico-matematic va asigura în primul rând stabilirea și evidențierea dependenței temperaturii încărcăturii proaspete la finele procesului de admisie, în funcție de creșterea de temperatură a acesteia.

Considerând transferul de căldură din camera de ardere a motorului la lichidul de răcire și apoi de la acesta la canalul de admisie din chiulasă se urmărește ca, prin intermediul modelului propus, să poată fi stabilită dependența coeficientului de umplere de regimul termic al motorului, regim cuantificat prin intermediul temperaturii lichidului de răcire.

În scopul atenuării fenomenului de reducere a valorii coeficientului de umplere și implicit a performanțelor motorului odată cu încălzirea încărcăturii proaspete, cu ajutorul modelului propus se va putea face o optimizare din acest punct de vedere a regimului termic al motorului, astfel încât să se asigure și condițiile răcirii corespunzătoare, cu menținerea tensiunilor termo-mecanice în limitele admisibile la nivelul anumitor zone ale motorului.

Pe de altă parte, prin intermediul modelului dezvoltat se va evidenția evoluția valorilor coeficientului de umplere al cilindrului motorului, odată cu reducerea temperaturii încărcăturii proaspete de la finele procesului de admisie. Această dependență este susceptibilă să evidențieze o creștere satisfăcătoare, la nivel teoretic, a coeficientului de umplere, în condițiile unei scăderii medii a temperaturii încărcăturii proaspete, prin reducerea regimului termic al motorului.

În acest sens, plecând de la premisa optimizării regimului termic zonal al motorului se are în vedere posibilitatea utilizării unor valori superioare ale raportului volumetric de comprimare, susceptibile să contribuie, alături de îmbunătățirea coeficientului de umplere, la asigurarea creșterii performanțelor motorului.

Modelul asigură obținerea pe această cale a unor rezultate ce pot fi folosite în final pentru îmbunătățirea și optimizarea performanțelor motorului cu aprindere prin scânteie.

Efectuarea unor simulări care să evidențieze variația parametrilor semnificativi ce intervin în cadrul studiului teoretic ….

Generarea unui model virtual de motor, conceput în conformitate cu principiul răcirii zonale, introdus și dezvoltat în cadrul acestei lucrări.

Concepția și realizarea, pornind de la modelul virtual, a unui model fizic funcțional de motor cu aprindere prin scânteie, care să utilizeze principiul răcirii zonale.

Concepția și construcția unui stand experimental, cu echipare adecvată, care să asigure punerea în evidență a parametrilor specifici și a rezultatelor obținute prin implementarea principiului răcirii zonale a motorului.

Analiza și interpretarea rezultatelor teoretice și experimentale obținute.

Stabilirea gradului de validare a modelului teoretic, precum și formularea unor concluzii cu caracter practic în vederea iplementării acestui procedeu, propus și studiat în cadrul lucrării, de îmbunătățire a performanțelor motorului cu aprindere prin scânteie.

B I B L I O G R A F I E

Aramă C. Grünwald B., Motoare cu ardere internă, Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1966.

Bănărescu M., Motoare cu ardere internă II, Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1959.

Boltinski V.N., Motoare de tractoare și automobile, Editura Tehnică, București, 1955.

Bovo Mirko, PhD Thesis, Principle of heat transfer in internal combustion engines from a modeling standpoint, Gothenburg, Sweden, April 2014.

Braum Gerhard, Wolters Peter, The Development Potentials of Gasoline Engines with Respect to exhaust Emissions and Fuel Consumption, EAEC Congress, Bratislava, 2001.

Caterpillar, Know your cooling systems manual.

Chastain John, Master Thesis, Internal Combustion Engine Cooling Strategies: Theory And Test, Clemson University, South Carolina, 2006.

Crosse Jesse, Farewell to the Butterfly, Automotive Engineer, 2001.

Frank van der Staay, Hns Kemper, Martin Pischinger, Wolfgang Salber, Variable Valve Timing – a New Dimension In Engine Controls, EAEC Congress, Barcelona, 1999.

[10] Furhapter, A. Piock, W., F. Sams, T., Fraidl, G.,K., Kontrollierte Selbstzundung – ein neues Ottomotorenkonzept zur Erfullung zukunftiger Emissions- und Verbrauchs- anforderungen, CDI-Berichte, 2002.

[11] Grunwald B., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Ed. Didactică și Pedagogică, București, 1980.

[12] Heisler H., Advanced Vehicle Technology, Elsevier Science, Reed Educațional and Professional Publishing, 2nd edition, 2002.

[13] Heywood John, Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw – Hill Series in Mechanical Engineering, Library of Congress Cataloging-in-Publication Data, 1988.

[14] Kawanabe Tomohiko, Honda’s Current and Future Engine Technologies, AutoTechnology, Vol.1, October, 2001.

[15] Leonhard Rolf, La prochaine generation des moteurs a essence avec l’injection directe essence Motronic MED7 de Boch, Ingenieurs de l’Automobile, nr. 738, Juin-Juillet, 2000.

[16] Manolache Gh., Rakoși, E., Roșca, R., Mojilian, D., Improving the Performances of the I.C. Engine by Modifying the Transversal Profile of the Compression Piston Rings, Proceedings of The 5th International Colloquium Fuels, January 12-13 2005, Esslingen, Germany, ISBN 3-924813-59-0, pp. 339-341, 3 pg.

[17] Oprean M., Automobilul modern. Cerințe, restricții, soluții, Ed. Academiei Române, 2003.

[18] Pandit, P.P., Chauhan P.S., Numerical study of rectangular fin for cooling of automobile engine, Elk Asia Pacific Journal of Mechanical Engineering Research, ISSN Online: 2394-9368; Volume 1 Issue 2 (2015).

[19] Piock W.F, Fraidl G.K, Gasoline Direct Injection – QUO VADIS?, FISITA 2002 World Automotive Congress, Helsinki.

[20] Popa B., ș.a. Solicitări termice în construcția de mașini, Editura Tehncă, București, 1978.

[21] Popa B., Vintilă C., Termotehnică și mașini termice, Editura Tehncă, București, 1977.

[22] Rakosi E., Mojilian D., Theoretic and Experimental Study Concerning the Differentiated Cooling of the Mercedes SLK 230 Kompressor Engine, Proceedings of The 3rd International Colloquium Fuels, January 2001, Esslingen, Germany, ISBN 3-924813-45-0, pp. 547-556, 10 pg.

[23] Rakosi E., Manolache Gh., Talif S., Roșca R., Solutions For Reducing Fuel Consumption And Pollution Potential Of Automotive Spark Ignition Engines, Environmental Engineering and Management Journal, October 2010, Vol.9, No. 10, 1351-1355 (indexată ISI – factor de impact 1,435/2010).

[24] Rakosi E., Roșca R., Manolache Gh., Holban S., Variable Sequential Compression Ratio Engine, 6th International Colloquium Fuels January 10–11, 2007 Stuttgart / Ostfildern, Germany ISBN 3-924813-67-1, pp.195-199, cap.3.3.

[25] Rakosi E., Manolache Gh., Roșca R., Talif S. G., Improving the Efficiency of the Automotive Spark Ignition Engine in Order to Lowering the Fuel Consumption and Pollution Level, Buletinul Institutului Politehnic din Iași, Tomul LVI (LX), fasc. 3a, secția Construcții de mașini, p. 323-333, ISSN 1011-2855, 2010. (indexed in COPERNICUS).

[26] Rakosi E., Manolache Gh., Procese și caracteristici ale motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule rutiere, Curs în format electronic, 263 pagini, 2007.

[27] Reinmann Raymond, Hans Dragel, Eric Olofsson, Future near-term SI Engine Concepts for fuel Consumption Reduction with World wide Compliant Emissions, FISITA World Automotive Congress, Helsinki, 2002.

[28] Richter Herwig, Deitmer Schwarqenthal, Leo Spiegel, Variable Valve Actation key technology for high specific power output and low exhaust emissions, 2003.

[29] Rickeard J. David, Haroon S Kheshgi, European Fuel and Vehicle Options for the Future – Focus on Biofuels, FISITA 2002 World Automotive Congress, Helsinki, 2002/

[30] Schedel Roland, A Breakthrough in Technology?, AutoTechnology, Vol. 1, 2001.

[31] Schedel Roland, Moving Towards the Optimum Combustion Process, Auto Technology, Vol1, June, 2001.

[32] Spitsov Oleg, Master Thesis, Heat transfer inside internal combustion engine: modelling and comparison with experimental data, Lappeenranta, Finland, 2013 .

[33] Ștefănescu, D., Marinescu, M.: Termotehnică, Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1983.

[34] Takaoka Toshifumi, Hiroshi Tda, Yasushi Nouno, Norio Sasaki, Tatehito Ueda, Super high Efficient Gasoline Engine for the Toyota Hybrid System, FISITA Congress, Paris, 1998.

[35] Wolters, Peter, Brackhaus, Norbert, Gasoline Direct Injection for European Vehicle Application, Auto Technology, Vol. 1, June, 2001.

[36] Wurms Rainer, Michael Grigo, Wolfgang Hatz, Audi FSI Technology Improved Performance and Reduced Fuel Consumption, ATA, 56, 3/4, 2003.

[37] Yusaf T.F., Sye Hoe, Fong, Yusoff M.Z., Hussein I., Modeling of Transient Heat Flux in Spark Ignition EngineDuring Combustion and Comparisons with Experiment American Journal of Applied Sciences 2 (10): 1438-1444, 2005, ISSN 1546-9239.

[38] Zugrăvel, M., Procese în motoare cu ardere internă, Institutul Politehnic Iași, Facultatea de Mecanică, Iași, 1972.

[40] www.audi-mediacenter.com

[41] www.boch-presse.de

[42] www.saab.com

[43] http://www1.eere.energy.gov/vehiclesandfuels/pdfs/success/vcr3_29_01.pdf

[44]http://energy.gov/eere/vehicles/downloads/two-stage-variable-compression-ratio-vcr-system-increase-efficiency-gasoline

[45] http://www.pattakon.com/pattakonKeyAdv.htm

[46] http://m.schaeffler.com