Chiriac Referat Noiembrie 2017 2 [308810]

Cuprins

CAP. 1. Analiza ciclurilor teoretice și reale ale motoarelor cu ardere internǎ pentru identificarea posibilitǎților de a parametrilor energetic și ecologici 4

1.1. Motoarele cu ardere internǎ. Evoluție. Tendințe 4

Scurt istoric 4

1.2. Emisiile poluante. Norme de poluare ale motoarelor cu ardere internǎ. 7

Generalități. Clasificarea combustibililor 8

Tipurile de emisii poluante 10

Hidrocarburile (HC) 11

Smogul fotochimic 12

Smogul umed 12

Evoluția pentru autoturisme a normelor EURO 12

Evoluția normelor EURO pentru autovehicule grele 13

1.3. Ciclurile teoretice și reale ale motoarelor cu ardere internǎ 15

Ciclul Otto ideal (teoretic) 15

Ciclul Otto real 16

Ciclul Diesel ideal (teoretic) 20

Ciclul Diesel real 23

1.4. Solutii pentru majorarea parametrilor specifici a motoarelor cu ardere internǎ 23

Raportul de comprimare variabil 23

Sistem de distribuție variabilă 25

CAP. 2. Parametrii utilizați pentru evaluarea performanțelor 29

2.1. Caracteristicile de turație ale motoarelor cu ardere internǎ 29

2.2. Caracteristicile de sarcina ale motoarelor cu ardere internǎ 31

2.3. Caracteristici de reglaj ale motoarelor cu ardere internǎ 31

Caracteristica de consum de combustibil 31

2.4. Caracteristicile complexe ale motoarelor cu ardere internǎ 32

2.5. Diagrama indicată ale motoarelor cu ardere internǎ 32

CAP. 3. Soluții termice pentru echipamente și motoare 33

3.1. Supraalimentarea 33

Turbinele cu geometrie variabilǎ 36

[anonimizat] 39

CAP. 4. Propuneri pentru dezvoltarea unui sistem original 41

4.1. [anonimizat] 41

4.2. [anonimizat] 42

4.3. Discuții 42

4.4. Rezultate teoretice 43

CAP. 5. Modele de calcul pentru soluția parametricǎ 47

5.1. Bilanțul termic 47

CAP. 6. Concluzii 50

CAP. 7. Bibliografie 52

CAP. 1. Analiza ciclurilor teoretice și reale ale motoarelor cu ardere internǎ pentru identificarea posibilitǎților de a parametrilor energetic și ecologici

1.1. Motoarele cu ardere internǎ. Evoluție. Tendințe

Scurt istoric

Mulți oameni de știință și ingineri au contribuit la dezvoltarea motoarelor cu ardere internă. În 1791, John Barber a dezvoltat o turbină. În 1794, Thomas Mead a brevetat un motor cu gaz. [anonimizat] 1794 Robert Street a [anonimizat] a fost și primul care a folosit combustibil lichid și a construit un motor în acel moment. În 1798, John Stevens a construit primul motor american cu combustie internă. În 1807, inginerii francezi Nicéphore (care au inventat fotografia) și Claude Nié[anonimizat], Pyréolophore. Acest motor a alimentat o barcă pe râul Saône, Franța. [anonimizat]çois Isaac de Rivaz a construit un motor cu combustie internă aprins de o scânteie electrică. În 1823, Samuel Brown a brevetat primul motor cu ardere internă pentru a fi aplicat industrial.

În 1854, [anonimizat] "Obținerea puterii motrice prin explozia gazelor". În 1860, belgianul Jean Joseph Etienne Lenoir a produs un motor cu combustie internă pe gaz. În 1864, Nikolaus Otto a brevetat primul motor cu gaz atmosferic. În 1872, americanul George Brayton a inventat primul motor comercial cu combustie internă pe bază de lichid. În 1876, [anonimizat]lieb Daimler și Wilhelm Maybach, a patentat motorul cu patru cicluri. În 1879, Karl Benz a brevetat un motor fiabil în doi timpi. În 1892, Rudolf Diesel a dezvoltat primul motor cu aprindere prin compresie.

Pentru creșterea performanțelor energetice și ecologice ale motoarelor cu ardere internǎ este nevoie de îmbunǎțǎtiri constructive mecanice dar si electrice a motoarelor cu ardere interna. Ideal ar fi o ridicare a valorii randamentului motorului cu ardere internǎ și o micșorarea a emisiilor poluante. O cale de îmbunǎtǎțire a perfomanțelor energetice fǎrǎ a crește emisiile poluante și a proteja natura.

Motoarele cu piston sunt de departe cea mai obișnuită sursă de energie pentru vehiculele de teren și apă, inclusiv automobile, motociclete, nave și, într-o mai mică măsură, locomotive (unele sunt electrice, dar majoritatea utilizează motoarele diesel) iar motoarele rotative ale designului Wankel sunt utilizate în unele automobile, aeronave și motociclete.

În cazul în care sunt necesare rate mari de putere / greutate, motoarele cu ardere internă apar sub formă de turbine de combustie sau de motoare Wankel. Avioanele cu motor folosesc în mod obișnuit un motor cu ardere internǎ care poate fi un motor cu piston. Avioanele pot folosi în schimb motoare cu reacție și elicopterele pot folosi arbori turbosoli; ambele fiind tipuri de turbine. În afară de furnizarea de propulsie, transportatorii aerieni pot folosi un motor cu ardere internǎ separat ca unitate de alimentare auxiliară.

Motorul cu ardere internǎ pentru a antrena generatoarele electrice mari care alimentează rețelele electrice. Acestea se găsesc sub formă de turbine cu combustie în centrale electrice cu ciclu combinat, cu o putere electrică tipică cuprinsă între 100 MW și 1 GW. Evacuarea la temperaturi înalte este folosită pentru a fierbe și supraîncălzi apa pentru a conduce o turbină cu abur. Astfel, eficiența este mai mare, deoarece mai multă energie este extrasă din combustibil decât ceea ce ar putea fi extras doar de turbina de combustie. În ciclurile combinate ale centralelor electrice, eficiența în intervalul 50% – 60% este tipică. Într-o scară mai mică, generatoarele Diesel sunt utilizate pentru alimentarea de rezervă și pentru furnizarea de energie electrică în zonele care nu sunt conectate la o rețea electrică.

Motoarele mici (de obicei, motoarele pe benzină în doi timpi) reprezintă o sursă de energie comună pentru mașinile de tuns iarba, ferăstraiele cu lanț, foarfecele, șaibele de presiune, motoarele exterioare, motoretele și motocicletele.

Astăzi, DEUTZ AG poate privi înapoi peste 150 de ani de istorie: în 1864, compania a fost fondată ca prima fabrica de motoare din lume. În 1867, fondatorul companiei, Nicolaus August Otto, a dezvoltat primul motor de combustie din lume produs în număr mare. În 1876, geniul autodidact a realizat primul motor funcțional și viabil în patru timpi. (figura 1)

Colecția de motoare istorice unicǎ dateazǎ din 1875. Deja în 1925 a fost făcută accesibilă publicului într-un muzeu al fabricii. Astăzi, mai mult de 50 de motoare istorice din instalația pilot DEUTZ oferă o perspectivă fașcinantă asupra istoriei construirii motorului cu ardere internă pe aproximativ 600 de metri pătrați și ilustrează semnificația istorică a Kölnului ca locație de afaceri și tehnologie.

1.2. Emisiile poluante. Norme de poluare ale motoarelor cu ardere internǎ.

Automobilul classic, cu motor cu ardere internǎ, este o sursǎ de poluare chimicǎ, fiind unul dintre cele mai semnificative dezavantaje ce dǎuneazǎ omului și mediului înconjurǎtor. Poluarea chimicǎ se datoreazǎ substanțelor și compușilor chimici care reacționeazǎ în camera de ardere prin producerea fenomenului de ardere a combustibilului. În funcție de combustibil emisiile diferǎ. Mai jos se pot observa câteva din ecuațiile chimice de ardere a combustililor.

Aglomerǎrile urbane au dezavantajul traficului rutier intens, ce are ca și repercursiune marii emisii de poluare concentrate inițial în zone de propagarea ulterior concentrația diminuându-se pe suprafețe învecinate. Agenția Spațialǎ Europeanǎ cu ajutorul unui satelit a preluat datele de pe teren și a proiectat virtual o harta cartograficǎ cu emisiile de dioxid de azot (NO2) la nivelul Europei. (Figura 2)

Se poate remarca cu ușurințǎ cǎ țǎrile cu densitate mare de populație (nordul Italiei, Olanda, Belgia) precum și marile metropole (Paris, Londra), datoritǎ parcului auto și a traficului intens, prezintǎ o concentrație ridicatǎ de emisii poluante.

Generalități. Clasificarea combustibililor

Emisiile poluante rezulta în urma arderilor combustibililor fosili care sunt de mai multe feluri.

Arderea este procesul de oxidare rapidǎ a unor substanțe chimice care degajǎ caldurǎ, procesul de ardere este analizat global fiind un fenomen chimic extreme de complex.

Combustibilii sunt substanțe care prin ardere, respectiv oxidare, degajǎ o semnificativǎ cantitate de căldură și deci pot să fie utilizate ca surse de căldură.

Sunt clasificate douǎ tipuri de reacții chimice pentru combustibi și anume:

exoterm => cu degajare de căldură

endoterm => cu absorbție de căldură

Prin ardere, energia chimică a combustibililor se transformă în căldură prin reacții exoterme de oxidare.

Clasificarea combustibililor:

după starea de agregare în combustibili solizi, lichizi și gazoși

după proveniență în combustibili naturali și artificiali.

Câteva exemple:

– combustibili solizi naturali: rumeguș, lemn, cărbune (turbă, huilă, antracit etc.)

– combustibili solizi artificiali: mangal, cocs, brichete de cărbuni, peleți

– combustibili lichizi naturali: țiței

– combustibili lichizi artificiali: benzină, motorină, petrol, păcură, gaze lichefiate

– combustibili gazoși naturali: gaz metan, gaz de sondă

– combustibili gazoși artificiali: gaz de cocserie, gaz de furnal

În urma arderii, rezultă:

– gaze de ardere, având o compoziție care diferă în funcție de tipul combustibilului și al comburantului,

– cenușă sau zgură, datorită balastului conținut de combustibil,

– putere termică (căldură), care reprezintă efectul util și care depinde de condițiile în care se desfășoară arderea și de cantitatea de aer (carburant) introdusă în sistem. (Figura 3)

Calculul procesului de ardere se realizează pe baza reacțiilor chimice de ardere a elementelor combustibile și are următoarele scopuri:

– Determinarea căldurii rezultate;

– Determinarea cantității de aer necesar desfășurării acestor reacții;

– Determinarea volumului de gaze rezultate în urma arderii.

Combustibilii solizi și lichizi sunt elemente chimice combustibile: carbonul (c), hidrogenul (h) și sulful (s). Procesul de ardere sunt: oxigenul (o), umiditatea combustibilului (w). Masa inertă, mineralǎ sau balastul are participația masică notată prin (a).

c + h + s + o + w + a = 1

Combustibilii gazoși sunt hidrogen (h2), oxid de carbon (co), diferite hidrocarburi de tipul (cmhn) de exemplu metanul (ch4), iar ca elemente necombustibile: oxigen (o2), azot (n2), bioxid de carbon (co2) și umiditate (w).

h2 + co + Σcmhn + o2 + n2 + w = 1

Arderea carbonului:

C +O2 =CO2 + QC

1 kmol C + 1 kmol O2 = 1 kmol CO2 + 405800 kJ

c kg C + c/12 kmol O2 = c/12 kmol CO2 + 405800 kJ

Arderea hidrogenului în combustibilii solizi sau lichizi:

H2 + ½ O2 = H2O + QH

1 kmol H2 + 0,5 kmol O2 = 1 kmol H2O + 240000 kJ

h kg H2 + h/4 kmol O2 = h/2 kmol H2O + 240000 kJ

Arderea hidrogenului în combustibilii gazoși:

H2 + ½ O2 =H2O + QH

1 kmol H2 + 0,5 kmol O2 =1 kmol H2O + 240000 kJ

(h2) m3N H2 + 0,5 (h2) m3N O2 =(h2) m3N H2O + 240000 kJ

Arderea oxidului de carbon:

CO + ½ O2 = CO2 + QCO

1 kmol CO + 0,5 kmol O2 = 1 kmol CO2 + 283700 kJ

(co) m3N CO + 0,5 (co) m3NO2 = (co)m3N CO2 + 283700 kJ

Arderea unei hidrocarburi:

CmHn + (m + n/4) O2 = mCO2 + n/2 H2+ QCmHn

1 kmol CmHn + (m + n/4) O2 = m kmol CO2 + n/2 kmol H2O + QCmHn

cmhn m3N CmHn + (m+n/4)( CmHn)m3NO2 = m(cmhn) m3NCO2 + n/2(cmhn) m3N H2O + QCmHn

Tipurile de emisii poluante

În funcție de tipul motorului ce echipeazǎ un automobile, diesel sau benzinǎ, gazele de evacuare conțin substanțe chimice în proporții diferite iar substanțele poluante din gazele de evacuare și sursa principal în funcție de motor sunt sintetizate astfel:

Hidrocarburile (HC)

Sunt substanțe chimice poluante emise prin arderea combustibilului fosil caracterizate prin toxicitate variabilǎ în funcție de compoziția chimicǎ. Principalele hidrocarburi din gazele de evacuare ale automobilelor sunt benzenul, toluenul si xilenii.

Smogul fotochimic

Este o ceața cu aspect de fum caracteristicǎ orașelor cu trafic intens și condiții de formare specifice. Condițiile care stau la baza formǎrii smogului fotochimic sunt: umiditatea redusǎ, temperatura mai mare de 20 grade Celsius și lumina solarǎ. Sunt necesare 13 reacții chimice și anume: monoxidul și bioxidul de azot apoi de ozon (O3).

Smogul umed

Smogul umed se formeazǎ în atmosfera cu umiditate ridicatǎ, la temperature relative mici (4 grade Celsius) spre deosebire de smogul fotochimic.

Pentru a se reglementa și controla emisiile poluante produse de autovehicule s-au implementat norme de poluare ale motoarelor cu ardere internǎ. Rolul acestora este acela de a menține sub control și a gestiona poluarea mediului.

Dupǎ cum se observǎ în tabelurile de mai jos sunt exprimate valori care trebuiesc a fi respectate de producǎtorii de autovehicule

Evoluția pentru autoturisme a normelor EURO

Evoluția normelor EURO pentru autovehicule grele

1. Emisiile de monoxid de carbon, hidrocarburi, oxizi de azot și pulberi obținute nu trebuie să depășească valorile din tabelul de mai jos pentru etapa I:

2. Emisiile de monoxid de carbon, hidrocarburi, oxizi de azot și pulberi obținute nu au voie să depășească valorile din tabelul de mai jos în etapa II:

În graficul de mai jos se observǎ standarde europene de emisii compactate astfel ramarcându-se foarte bine granițele dintre particule și NOx.

1.3. Ciclurile teoretice și reale ale motoarelor cu ardere internǎ

Toate ciclurile ideale din motoarele cu piston sunt caracterizate de trei tipuri de procese termodinamice care sunt similar din punct de vedere al transformarilor de stare respective:

comprimare: izentropicǎ

destindere: izentropicǎ

cedare de cǎldurǎ: izocorǎ

Diferențele apar în doar la modul de introducere a cǎldurii:

ciclul Otto: izocor

ciclul Diesel: isobar

ciclul Seiliger: o parte izocor, apoi o parte isobar (proporțional)

Ciclurile ideale Otto, Diesel, respective Seiliger sunt reprezentate în diagram (p, v) și (T, s) în figura 12 pentru varianta cu patru timpi care, în general, este mai rǎspânditǎ.

Ciclul Otto ideal (teoretic)

comprimarea izentropicǎ are loc conform raportului de comprimare stabilit consecutive, care la ora actual, în funcție de metoda de formare a amestecului și a rezistenței la detonație a combustibilului

aportul de cǎldurǎ (2O-3O) este considerat în baza ipotezei conform cǎreia viteza de introducere a cǎldurii în sistem prin ardere este mult mai mare decât viteza pistonului, ceea ce face ca variația de volum în timpul introducerii cǎldurii sǎ fie neglijabilǎ. În cazul în cilindru a unui amestec aer-combustibil omogen preformat, care dupǎ comprimare, cu ajutorul unei surse externe de aprindere, arde datoritǎ propagǎrii frontului de flacǎrǎ, ipoteza unui aport de caldurǎ izocor este acceptabilǎ: viteza frontului de flacǎrǎ, ipoteza unui raport de cǎldurǎ izocor este acceptabilǎ: viteza frontului de flacǎrǎ din motoarele Otto modern pentru automobile este de circa 50-60 [m/s] la sarcinǎ plinǎ, în timp ce viteza pistonului la vmin – scade pânǎ la 0 în punctual de întoarece, iar cursa urmǎtoare atinge maximum 30 [m/s] la aproximativ 6000 [1/min], dar la o poziție a pistonului în care nu se mai introduce cǎldurǎ.

lucrul mecanic specific rezultat din ciclu depinde așa cum se poate observa și figura 13 în principal de cantitatea de cǎldurǎ primitǎ, care este reprezentatǎca arie (T,s)

cantitatea de cǎldurǎ cedatǎ (4O-1) este determinatǎ de celelalte transformǎri de stare din ciclu- cǎldura introdusǎ, raport volumetric la comperimare, respective la destindere- dar și de evoluție izocorǎ specific acestui tip de process

dupǎ cum se poate observa în diagram (p, V) un schimb de gaze considerat în mod ideal isobar nu are nici o influențǎ concetretǎ asupra procesului. În diagrama (T, s), schimbul de gaze are loc dupǎ o izobarǎ aflatǎ în stânga comprimǎrii izentrope.

Ciclul Otto real

Fata de ciclul ideal, la ciclul real se iau in consideratie urmatoarele aspecte:

– evolutiile de comprimare si de destindere nu sunt adiabatice ci sunt politropice (spre izoterme, mai apropiate de adiabatice);

– gazul de lucru isi schimba proprietatile fizice (cp, cV, R si k sau n au valori ce depind de temperatura) si compozitia chimica i 858j97i n timpul arderii;

– nu se pot neglija pierderile prin frecare, acestea se caracterizeaza printr-o pierdere de caldura care se disipa;

– se iau in considerare puterile consumate de agregatele si sistemele motorului, precum si caldura cedata instalatiei de racire a motorului;

– supapele de admisie / evacuare nu se deschid / inchid instantaneu, existand intervale de timp de deschidere / inchidere. Acestea se deschid cu avans la deschidere, respectiv cu intarziere la inchidere. Amestecul proaspat si gazele arse intampina rezistenta atunci cand circula in galerii sau cand trec prin fanta dintre talerul supapei si chiulasa. In galeriile de admisie si evacuare, amestecul carburant depaseste limita compresibilitatii (depaseste 500 km/h). La deschiderea supapei de evacuare, evacuarea se efectueaza in regim supersonic, apare unda de soc (presiunea la finele destinderii fiind 6-7 bari), de unde rezulta zgomotul motorului;

– arderea combustibilului nu se face instantaneu ci intr-o perioada de timp determinata de viteza de ardere. Initierea arderii prin scanteie electrica de inalta tensiune se face inainte ca pistonul sa ajunga in PMI cu un interval de timp respectiv cu un unghi de rotatie al arborelui cotit numit avans la aprindere. Arderea initiata de scanteie avanseaza sub forma de front de flacara si tinde sa cuprinda tot volumul cilindrului. La o ardere normala, cu deflagratie (front subsonic), frontul de flacara are o viteza de 20-40 m/s. La o ardere anormala, frontul de flacara poate arde cu detonatie (front supersonic), caz in care viteza initiala de 200-300 m/s poate ajunge, prin reflectarea undelor de soc in interiorul motorului, la 2000-3000 m/s.

Fenomenul de ardere supersonica, sau detonatie, este un fenomen periculos in functionarea motorului si, datorita undelor de soc formate in interiorul sau, acesta se poate distruge (spargeri de piston, ruperi de prezoane, spargeri de cilindru sau chiulase).

Detonatia apare in cazul autoaprinderii amestecului carburant in fata frontului de flacara catre finele propagarii acestuia in camera de ardere. Caracteristice sunt zgomotele produse de detonatie ('batai'), datorate vibratiei motorului cauzata de undele de soc din interiorul sau.

Simptomele detonatiei, in afara zgomotelor caracteristice, mai sunt si scaderea puterii motorului, cresterea consumului specific de carburant si supraincalzirea motorului.

Aparitia fenomenului de detonatie este favorizata de urmatorii factori:

– cresterea raportului de comprimare volumetrica ε;

– scaderea cifrei octanice a benzinei CO;

– dozajul sarac (sau excesul de aer λ supraunitar);

– presiunea mare la admisie (mai ales in cazul supraalimentarii);

– temperatura mare a aerului la admisie;

– sarcini mari la turatii reduse;

– avansul mare la apindere.

Pentru marirea rezistentei la detonatie a benzinelor, acestea se aditiveaza cu tetraetil de plumb.

O prima conditie de care se tine cont la proiectarea motorului cu piston este aceea ca flacara sa aiba timpul necesar sa cuprinda tot volumul cilindrului. In aviatie se folosesc simultan doua bujii din considerente de ardere si pentru marirea probabilitatii ca amestecul carburant sa fie aprins.

In general, la motoarele cu o singura bujie exista o probabilitate ca ciclii motori sa fie fara ardere (timpul III).

Procentul ciclilor motori cu ardere se numeste acoperire ciclica (in aviatie acoperirea ciclica este de aprox. 93 %).

Un motiv pentru care motorul se construieste multi-cilindru este acela de a putea avea puteri mai mari, prin marirea capaciatii cilindrice, fara a mari diametrul cilindrului. Un alt motiv pentru care se construieste motorul multi-cilindru este furnizarea momentului motor cat mai uniform.

Din punct de vedere al rezistentei la detonatie, benzinele se clasifica dupa cifra octanica (CO). Cifra octanica a unei benzine reprezinta procentul de izo-octan (sau 2,2,4 trimetil-pentan, C8H18) in amestecul cu normal-heptan (C7H16), hidrocarburi componente predominante ale benzinelor, care are aceeasi rezistenta la detonatie cu benzina data, in functie de raportul de compresie. Pentru masurarea cifrei octanice se folosesc doua metode, si anume metoda Research (COR) si metoda Motor (COM). In timp, in benzina, procentul de izo-octan (de fapt CO) tinde sa scada, deoarece izo-octanul se transforma de la sine, in timp, in normal-heptan.

Ciclul Diesel ideal (teoretic)

comprimarea izentropǎ în modele Diesel se realizeazǎ, în general, cu rapoarte de comprimare mai mari- la valoarea 22- comparative u motoarele Otto, datoritǎ diferențelor de principiu la formarea amestecului și a arderii

aportul de cǎldurǎ este considerat isobar pornind de la faptul cǎ introducerea combustibilului în cilindru se face doar spre finalul procesului de comprimare a aerului. Dupǎ o perioadǎ de formare a amestecului combustibil-aer se produce aprinderea acestuia ca urmare a temperaturii înalte spre sfârșitul comprimǎrii. Duratele successive necesare injecției de combustibil, formǎrii amestecului și arderii care evolueazǎ cu viteze mai reduse, neavând surse externe de aprindere – conduc la o întârziere semnificantǎ a procesului, astfel încǎ nu se mai poate considera cǎ poziția pistonului rǎmâne neschimbatǎ de la sfârșitul comprimǎrii pânǎ la sfârșitul arderii. Procesul mai lent- isobar în loc de izocor- al introducerii cǎldurii comparative cu programa (T, s). Pe de altǎ parte, datoritǎ raportului de comprimare mai ridicat, în procesul Diesel se ating temperature maxime (TmaxD) mai mari decât în procesul Otto (TmaxO).

Cǎldura cedatǎ, comprimarea și destinderea, dar și schimbul de gaze se desfǎșoarǎ în mod similar celor din ciclul Otto.

Ciclul Diesel real

1.4. Solutii pentru majorarea parametrilor specifici a motoarelor cu ardere internǎ

Raportul de comprimare variabil

Raportul de compresie variabilă este o tehnologie pentru a regla raportul de compresie a unui motor cu ardere internă, în timp ce motorul este în funcțiune. Aceasta se face pentru a crește eficiența combustibilului în timp ce se află în sarcini diferite. Încărcăturile mai mari necesită rate mai mici pentru a fi mai eficiente și invers. Motoarele cu compresie variabilă permit schimbarea volumului de deasupra pistonului la "Punctul mort superior". Pentru utilizarea în automobile, acest lucru trebuie făcut dinamic ca răspuns la solicitările de sarcină și de conducere.

Nissan a lansat noul terend pentru motoarele pe benzină la Paris Motor Show din 2016, când a dezvăluit primul motor pe benzină cu raport de compresie variabilă de producție. VC-Turbo cu 4 cilindri în linie dispune de un nou sistem de control care permite variația efectivǎ a raportului de compresie între 8,0:1 și 14:1, în funcție de sarcinǎ.

Efectuând debutul sub marca Infiniti, VC-Turbo (VC-T) a fost conceput pentru a înlocui V6-ul de 3,5 litri al companiei, cu o țintǎ de 268 CP (200 kW) și 390 Nm). Infiniti a stabilit o reducere a consumului de combustibil de 27% comparativ cu modelul V6. VC-Turbo utilizează două sisteme de injecție a combustibilului. Prima aplicație inițială a vehiculului este noul QX50. (Figura 25.a.)

În mod obișnuit, motoarele VCR modifică raportul de compresie prin ridicarea sau coborârea înălțimii pistonului la centrul mort superior, însă motorul Infiniti atinge acest lucru într-un mod diferit. Inginerii Nissan au adoptat un sistem cu mai multe legături, cu un dispozitiv de acționare cu motor electric, cu ceea ce descriu ca "unitate de reducere a arborelui armonic". (Figura 25.b.)

Motorul electric acționează reductorul, care deplasează un braț de acționare înclinat. Brațul, la rândul său, rotește un arbore de comandă cu patru came eccentrice aliniate, câte unul pentru fiecare cilindru. O legătură intermediară cu lagărele la fiecare capăt conectează cama excentrică la capătul inferior cu multilaterul de la capătul superior. Centrul multi-link-ului rulează într-un rulment în jurul jurnalului arborelui cotit.

Un al doilea lagăr de pe multilink, poziționat la 180 ° față de cel care leagă legătura intermediară, servește în mod eficient ca lagărul de capăt al tijei de piston. Acest aranjament produce o deplasare de 17ș a conrodului din punctul central al jgheabului arborelui cotit.

Drive Harmonic este controlat de un calculor de bord special care colectează date de la senzorii motorului pentru a determina raportul de compresie necesar pentru condițiile de încărcare (sarcină) date. Deoarece este de dorit un raport scăzut de compresie atunci când este necesară o putere și un raport de compresie ridicat când eficiența este preferabilă, înălțimea pistonului la punctual mort superior poate varia în mod continuu, după cum este necesar prin rotirea arborelui armonic, care va determina poziția multilinkului și, prin urmare, a pistonului din gaura cilindrului.

Sistem de distribuție variabilă

Sistemul de distribuție actual de la Porsche, numit VarioCam Plus combină:

varierea continua a fazelor de deschidere/închidere ale supapelor de admisie (VarioCam)

varierea înălțimii de ridicare a supapelor de admisie (Plus)

Comparativ cu primul sistem de distribuție variabilă VarioCam, sistemul actual variază fazele de deschidere ale supapelor de admisie în mod continuu. Cu ajutorul unor supape electrohidraulice se controlează presiunea uleiului din camera (3) care poziționează relativ arborele cu came de admisie față de coroana dințată de antrenare (2). Astfel, prin presiunea uleiului, se poate controla continuu avansul de deschidere al supapelor de admisie față de valoarea nominală. (Figura 26)

Modificarea înălțimii de ridicare a supapelor de admisie (Plus) se realizează cu ajutorul camelor cu profil diferit. (Figura 27.b și Figura 27.b)

Controlul înălțimii de ridicare a supapelor de admisie se face cu ajutorul unei supape electrohidraulice. Aceasta este comandată de calculatorul de injecție și permite alimentarea cu ulei sub presiune a cilindrilor din interiorul tacheților. (Figura 28)

Când se dorește activarea camelor cu înălțime mare, prin orificiile (2), prevăzute în tachetul interior (1) și în cilindrul (6), se introduce ulei sub presiune. Uleiul acționează asupra pin-ului (3) care este împins în tachetul interior (7) și la rândul lui împinge pinul (4) în tachetul exterior (1). În acest mod cei doi tacheți devin solidari iar supapele sunt deschise de camele cu înălțime mare.

Înălțimea de ridicare a camei cu profil mic este de 3.6 mm iar cea a camei cu profil mare de 11 mm.

La turația de ralanti sunt activate camele cu înălțime de ridicare mică. De asemenea, fazele de deschidere și închidere a supapelor sunt setate astfel încât perioada de suprapunere cu ambele supape deschise (admisie și evacuare) să fie minimă. Datorită profilului redus al camei se minimizează frecările mecanice, consumul de combustibil și emisiile fiind mai mici cu aproximativ 10%.

La sarcini parțiale se păstrează activate camele cu înălțime de ridicare mică. Fazele de deschidere și închidere a supapelor sunt setate astfel încât perioada de suprapunere cu ambele supape deschise (admisie și evacuare) să fie maximă. Astfel motorul funcționează cu recircularea internă a gazelor de evacuare. Acest mod permite reducerea pierderilor prin pompaj și implicit reducerea consumului de combustibil.

La sarcini mari se utilizează camele cu înălțime de ridicare mare iar defazarea timpilor de deschidere/închidere a supapelor este controlată astfel încât să se obțină performanțele dinamice superioare.

Sistemul de distribuție VarioCam Plus permite reducerea consumului de combustibil și a emisiilor la sarcini mici și parțiale precum și performanțe dinamice remarcabile la sarcini mari ale motorului.

CAP. 2. Parametrii utilizați pentru evaluarea performanțelor

2.1. Caracteristicile de turație ale motoarelor cu ardere internǎ

Caracteristicile de turație ale motoarelor cu ardere internǎ cu piston reprezintǎ relații între parametrii de lucru ai motoarelor și turația acestora. În cadrul lucrǎrii se determinǎ variația puterii efective, a momentului efectiv, a consumului specific efectiv și a randamentului respectiv în funcție de turație la un motor cu aprindere prin scânteie (MAS) și la un motor Diesel (MAC). La motoarele cu aprindere prin scânteie se definesc așa-numitele caracteristici exterioare, obținute la deschiderea totalǎ a clapetei obturatoare de la carburator, cu un unghi optim de avans la aprindere. La motoarele Diesel caracteristicile exterioare se obțin la o poziție fixǎ a cremalierei pompei de injectie, corespunzatoare cu aprindere fǎrǎ fum a regimului maxim de viteza și cu unghiul optim de avans la injectia combustibilului.

În afarǎ de aceste caracteristici se mai cunosc caracteristicile de turație parțiale (cu deschiderea parțialǎ a clapetei obturatoare pentru MAS-uri), caracteristica limitei de fum si caracteristica limita (la MAC-uri).

Se determina puterii efective, a momentului efectiv, a consumului specific efectiv și a randamentului respectiv în funcție de turație la un motor cu aprindere prin scânteie (MAS) și la un motor Diesel (MAC).

2.2. Caracteristicile de sarcina ale motoarelor cu ardere internǎ

Caracteristicile de sarcinǎ ale motoarelor cu ardere internǎ cu piston reprezintǎ în relații între parametrii de lucru ai motoarelor și sarcina acestora.

Prin reglaje se urmǎrește ca la sarcinǎ cea mai mare sǎ se situeze în apropierea consumului specific minim.

Ridicarea experimentalǎ a caracteristicii de sarcina se realizeazǎ la o turație constantǎ în funcție de sarcina variabilǎ. Se studiazǎ modul de variație al:

– coeficientului de dozaj ;

– consumul orar de combustibil ;

– consumul specific efectiv de combustibil

2.3. Caracteristici de reglaj ale motoarelor cu ardere internǎ

Caracteristica de consum de conbustibil prezintă variațiile puterii efective, consumului specific de combustibil și coeficientului de exces de aer în funcție de consumul orar de combustibil, la turație constantă.

Caracteristica de avans la producerea scânteii electrice și caracteristica de avans la injecție arată influența fiecăruia din acești factori, la m.a.s și respectiv la m.a.c., asupra puterii efective și consumului specific de combustibil .

Caracteristica de consum de combustibil

Pentru păstrarea turației constante se modifică momentul rezistent aplicat motorului (reglajul frânei) la fiecare schimbare a debitului de combustibil. Pentru m.a.s. cu carburator caracteristica se obține păstrând constantă și deschiderea obturatorului. Variația consumului de combustibil se obține prin utilizarea unor jicloare de dimensiuni diferite. Pentru turația și poziția obturatorului la care se face determinarea se stabilește consumul orar pentru economicitatea maximă la dozajul economic și cel pentru puterea maximă la dozajul de putere. Reglajul optim al carburatorului trebuie să asigure încadrarea consumului orar între cel economic și cel de putere la orice regim de funcționare. Stabilirea acestui reglaj necesită determinarea caracteristicilor de consum de combustibil la mai multe turații, la fiecare turație introducând mai multe deschideri ale obturatorului. La motoarele cu injecție de benzină, pentru fiecare poziție a obturatorului sǎ variaze debitul de benzină injectat. Motoarele cu catalizatori funcționează la un exces de are cvasiconstant, în jurul valorii de 1, astfel încât această caracteristică nu mai este necesară.

Caracteristica de consum la m.a.c. se ridică modificând poziția cremalierei pompei de injecție. Se definesc consumurile corespunzătoare polului economic, puterii maxime și consumul maxim de combustibil, la care puterea scade, datorită înrăutățirii arderii iar din cauza condițiilor locale proaste se formează fum negru și se pot produce uzuri importante.

Pentru a asigura o bună funcționare a motoarelor diesel se stabilește o limită admisibilă de consum orar pentru fiecare turație. Funcționarea cu consumuri mai mari decât cele limită nu este admisă nu este permisă din cauza uzurii importante a pieselor motorului, chiar dacă apare o pierdere relativă de putere.

2.4. Caracteristicile complexe ale motoarelor cu ardere internǎ

Caracteristicile complexe se construiesc pe baza unor caracteristici ridicate anterior și reprezintă o imagine completă a domeniului de funcționare a motorului. În principiu, această caracteristică are în abscisă turația motorului, în ordonată presiunea medie efecivă, iar în câmpul diagramei se prezintă curbe de izoconsum specific.

Dacă dorim să vedem situația unui punct de funcționare al motorului se alege turația corespunzătoare, din puterea dorită a motorului se determină presiunea medie efectivă și din aceste două mărimi se citește consumul specific efectiv. Cu acest consum se poate determina consumul orar al motorului sau consumul la 100 km. Este utilizată mai ales pentru a putea vedea compatibilitatea dintre motor și utilizator.

2.5. Diagrama indicată ale motoarelor cu ardere internǎ

Diagrama indicată este un grafic folosit la evaluarea performanțelor mașinilor termice. Este o diagramă ridicată experimental, cu instrumentul indicator, de unde îi vine și numele. De obicei ea este o diagramă Clapeyron, având pe abscisă volumul și pe ordonată presiunea.

Diagramele PV pot fi utilizate pentru a estima activitatea netă efectuată de un ciclu termodinamic. Lucrarea netă este zona cuprinsă de curba PV din diagramă. Această utilizare a derivat din dezvoltarea diagramelor indicatorilor care au fost utilizate pentru a estima performanța unui motor cu aburi. În mod specific, diagrama înregistrează presiunea aburului față de volumul de abur într-un cilindru, de-a lungul ciclului de mișcare al unui piston în motorul cu aburi. Diagrama permite calcularea muncii efectuate și astfel poate furniza o măsură a puterii produse de motor. (Figura 16)

CAP. 3. Soluții termice pentru echipamente și motoare

3.1. Supraalimentarea

Prin supraalimentarea motoarelor cu ardere internă se înțelege dotatarea cu unul sau mai multe compresoare mecanice, sau cu turbocompresor sau cu ambele din aceste piese auxiliare ale motorului cu ardere internă pentru supraalimentarea acestuia cu aer. Tehnologia turbo este folosită la majoritatea motoarelor moderne.

Cînd sunt combinate aceste două sisteme de comprimare a aerului în galeria de admisie la motoare, atunci se numește: „Twincharged” (eng. twin = dublu, charged = încărcat). Acest sistem de comprimare se folosește la VW (TSI), sau Audi (FTSI), unde compresorul acționat mecanic la turațiile mici comprimă aerul pîna la turația motorului de 2000 r/min. (min-1), după care o clapetă de reglare, reglează participarea turbocompresorului la comprimarea aerului și de la turația motorului de peste 3500 r/min. (min-1) acesta preia încărcarea iar compresorul mecanic este decuplat electromagnetic. (Figura 17)

• Prima producție în serie de autoturisme cu turbină de supraalimentare, au fost motoarele diesel de Mercedes-Benz, cu modelul OM617 începând din luna mai 1978.

• Prima producție în serie de autocamioane cu turbină de supraalimentare, a fost motoarele diesel de MAN începând din anul 1951.

În figura 18 de mai jos sunt enumerate pǎrțile compomente ale unei turbosuflante clasice iar în figura 19 este schema sistem de turbo supraalimentare cu turbină cu geometrie fixă, intercooler și wastegate.

Turbosuflanta este un element cheie în folosirea motoarelor moderne alimentate cu benzina sau motorina, inginerii auto lucrând în prezent la dezvoltarea unor motoare care oferǎ performanțe cu emisii scǎzute de CO2. Reducerea dimensiunilor motorului și injecția directǎ, reprezintǎ viitorul motorului supraalimentat, turbosuflanta fiind cea care va aduce o contribuție importanta la creșterea puterii motorului și scǎderea impactului emisiilor asupra mediului înconjurǎtor. Astfel de turbosuflante, funcționeaza la 1050 grade C permitând ca proprietǎțile combustibililor sǎ fie optimizate pentru respectarea normelor emisiilor si CO2.

Circuitul este marcat cu albastru în partea de rǎcire iar pe partea unde temperaturile depǎșesc 5000C este reprezentatǎ prin culoare roșie. (Figura 19)

În figura 20 se pot remarca cel mai bine pǎrțile componente ale unei turbosuflante produse Firma Bosch-Mahle.

Turbinele cu geometrie variabilǎ

Turbinele cu geometrie variabilǎ (TGV), reprezintǎ o familie a turbinelor, gândite pentru a permite raportului efectiv al turbinei, sǎ se schimbe în funcție de condițiile de funcționarea ale motorului.

Introducerea turbosuflantei cu geometrie variabilǎ (TGV) în 1989 și evoluția ei în cursul anilor 90 și în secolul 21, au adus turbosuflanta la rangul de cel mai de succes concept de creștere a performanțelor motorului. Tehnologia, implicǎ folosirea unui carter- turbina care își schimba configurația internǎ pentru a se adapta la nevoia specificǎ motorului, de aer comprimat (cazul diesel) sau amestec de combustibil (cazul benzina). Tehnologia cu geometrie variabilǎ, permite turbosuflantei, sǎ creascǎ puterea motorului în toatǎ gama de viteze. Turbosuflantele cu geometrie variabilǎ, ajutǎ la controlul emisiilor de monoxid de azot generate de motoarele diesel, prin dezvoltarea unui sistem de refolosire a gazelor arse și reintroducerea lor în camera de ardere a motorului.

Acest lucru, se face pentru ca un raport optim la viteze reduse și este foarte diferit de cel la viteze mari. În cazul în care raportul este prea mare, turbina nu va reuși sǎ creeze stimulare la viteze mici; dacǎ este prea mic, aceasta va sufoca motorul la viteze mari, ducând la o presiune mare a țevii de eșapament și la o putere scǎzutǎ. Prin modificarea geometriei turbinei, motorul va accelera, iar raportul acesteia poate fi obținut la valoarea optimǎ. Din cauza asta, TGV-urile au o întǎrziere micǎ, un impuls scǎzut și sunt foarte eficiente la viteza mai mari. Acestea nu au nevoie de valve.( Figura 21)

Avantajele turbinei cu geometrie variabilǎ:

Rǎspuns tranzitoriu bun

Consum de combustibil îmbunǎtǎțit

Domeniu de țurații utile crescute al motorului

Capacitate îmbunǎtǎțitǎ a frânei de compresie

Construcție durabilǎ, verificatǎ

Cilindree și dimensiuni reduse ale motorului comparate cu puterea furnizatǎ

Susține controlul recirculǎrii gazelor de eșapament (EGR) pentru a îndeplini cerințele reglementǎrilor privind emisiile

Circuitele de rǎcire ale turbinei cu geometrie variabilǎ

Modelele cele mai comune

Doua dintre cele mai comune implementǎri includ o elice cu o formǎ aerodinamicǎ pusǎ în carcasa turbinei. În general, pentru motoarele mai mici, elicea se rotește la unison. Pentru motoarele mari, aceastǎ elice nu se invârte, dar în schimb, lațimea axialǎ a admisiei este blocatǎ selectiv de un perete axial.

La camioane, turbocompresoarele cu geometrie variabila (Figura 22) sunt de asemenea, utilizate pentru a controla raportul de evacuare recirculat înapoi, în admisia motorului (acestea pot fi controlate pentru a crește selectiv evacuarea presiunii colectorului ce o depașește pe cea a colectorului de admisie, care promoveazǎ recircularea gazelor de eșapament (RGE). Deși contrapresiunea excesiva a motorului este în detrimentul economiei de combustibil, asigurarea unei rate RGE suficientǎ, chiar și în timpul evenimentelor tranzitorii (de exemplu, la schimbarea vitezelor) pot fi suficiente pentru a reduce emisiile de oxid de nitrogen fațǎ de cele cerute de legislația emisiilor (de exemplu, Euro 5 pentru Europa și 10 pentru APE Statele Unite ale Americii).

Turbocompresorul cu geometrie variabila, cu actuator electronic

Turbocompresorul cu geometrie variabilǎ, cu actuator electronic și corp rǎcit cu apa, a fost proiectat astfel încât sǎ cuprindǎ mai puține piese și sǎ asigure o fiabilitate crescutǎ. Furnizeazǎ puterea necesarǎ întotdeauna. Acest tip de turbocompresor este utilizat și ca frânǎ pe sistemul de evacuare.

Prin folosirea unui turbine cu geometrie variabila, este posibil sa se adapteze duza in turbina pentru a atinge presiuni diferite corecte pentru EGR (Recircularea gazelor de eșapament). Cu turbinele cu geometrie variabila, este posibil sa se realizeze diferentele de presiune, de asemenea, la sarcina destul de scazuta. Un dezavantaj este ca fluxul EGR este puternic influentat de diferenta de presiune si o mica schimbare la setarea mansonul va schimba fluxul de EGR. Prin urmare, debitul EGR trebuie sa fie masurat si turbina cu geometrie variabila, controlata pentru a produce un debit EGR corect. Turbina cu geometrie variabila imbunatateste de asemenea manevrabilitatea. (Figura 23)

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

cuplul maxim este produs începând cu turațiile joase

cuplul maxim este constant pe o plaja mai largă de turații

Performanțele unui motor turbo supraalimentat sunt net superioare unui motor aspirat mai ales în cazul exploatării acestora în zone cu altitudine ridicată unde pierderea semnificativă de putere afectează majoritatea motoarelor aspirate datorită presiunii scăzute. (Figura 24)

CAP. 4. Propuneri pentru dezvoltarea unui sistem original

4.1. Noțiuni introductive – turbocompresor

Se considerat că turbocompresorul are un potențial mai mare de a fi dezvoltat în domeniul cercetării, cum ar fi câmpul mecanic, domeniul termic și electric. Turbocompresorul introduce cantitați de aer proaspăt în cilindrii motorului.

Îmbunătățirile trebuie să dezvolte o soluție constructivă. La aceste concluzii s-a ajuns în urma bilanțurilor electrice și energetice ale sistemului mecanic și electric al autovehiculelor, fie cu destinație pentru persoane, comerciale sau cu destinații speciale. (figura 29)

Motorul cu ardere internǎ trebuie să propulseze autovehiculul dar și sǎ genereze curent electric pentru consumatorii periferici și nu numai, spre exemplu: faruri, alternatoare, sistemul de injecție, unitatea centralǎ de control, și altele. Aceasta energie termicǎ este transformatǎ prin intermediul energiei mecanice și în energie electricǎ. Însǎ mai sunt surse de producere a energiei electrice ar fi turbocompresorul radial mecanic antrentǎ de gazele arse din camera de ardere. Nu toate autovehiculele au aceastǎ soluție de supraalimentare prin turbocompresorul mecanic, însǎ cele care au ar putea beneficia de un plus de economie de curent electric. Având în vedere necesitatea îmbunătățirii turbocompresoarelor prin fi un conectarea unui arbore de dimensiuni reduse de roata cu palete comprimatoare cu un alternator special construit care sǎ dezvolte chiar pânǎ la 5 kW. Se propune ca acest arbore și alternator să fie datașabil manual astfel încât să nu afecteze funcționarea. Astfel se dezvolta ideea de turbosuflantǎ hibrid cu arbore exterior cuplat cu alternator construit special pentru soluția prezentatǎ.

4.2. Soluția constructivă propusă – turbocompresorul hybrid

Turbocompresorul hibrid are un arbore exterior cuplat cu alternator construit special și are dimensiuni reduse.

Pentru a facilita expunerea soluției mai sus prezentate se reduc urmǎtorii parametrii și anume:

– puterea turbocompresorul se va transfera integral prin arborele de lagǎturǎ fǎrǎ pierderi la alternatorul special proiectat

– nu sunt pierderi energetice în sistemul roata cu paletǎ- arbore- alternator special.

Am redus prin absurd pierderile la zero deoarece și în realitate acestea sunt minimale.

Turbocompresorul mecanic are o turație de aproximativ 100.000 rpm (rotații pe minut) pânǎ la 200.000 rpm (rotații pe minut) prin urmare arbore de legǎtura dintre turbocompresorul și alternator va avea o turație de 100.000 rpm (rotații pe minut) pânǎ la 200.000 rpm (rotații pe minut). Arborele de legǎtura dintre turbocompresorul și alternator are o geometrie similarǎ cu arborele turbocompresorului însǎ cu o lungime mai redusǎ cu pânǎ la 30%.

Alternatorul special construit și propus de către autor are capacitatea de a se roti cu 100.000 rpm (rotații pe minut) pânǎ la 200.000 rpm (rotații pe minut) și a produce un curent electric de aproximativ 5 kW, ceea ce constituie un avantaj față de varianta existentă pe piață.

4.3. Discuții

Caracterul inovativ al soluției propuse constă în abordare turbocompresorului ca design, partea constructivă a acesteia având la bază trei aspecte esențiale care fac diferența:

1. Turbocompresor convențional cu arbore extins pentru a găzdui alternatorul la capătul suflantei,

2. Un alternator foarte compact, conceput special pentru a funcționa la o viteză foarte mare de aproximativ 100.000- 200.000 rpm.,

3. Un sistem de răcire pentru alternator (opțional), ca generare de căldură, va fi mai mult datorită dimensiunii sale compacte pentru turații date.

Rotația poate varia datoritǎ geometriei variabiale a turbocompresorului pe partea de turbina, având mai multe plaje de funcționare. Turbocompresorul are douǎ parți: turbina, pe unde intrǎ gazele arse și siprala unde se comprima aerul proaspǎt.

Cele douǎ parți la rândul lor sunt cuplate printr-un arbore.

Curentul electric dezvoltat are trei posibilitǎți de valorificare: 1. Stocare în bateria principalǎ a autovehiculului, astfel prelungindu-i durata de viațǎ, 2. Redirecționare cǎtre consumatorii periferici, 3. Stocare și redirecționare în funcție de computerul central de comandǎ. Aceste aspecte se remarcǎ în figura 2- Schemǎ soluție turbosuflanta hibrid. (Figura 30)

Turbocompresorul hibrid este o soluție fiabilǎ, practicǎ și foarte eficientǎ din foarte multe puncte de vedere: costuri producție în raport cu aplicabilitatea ei, mentenanțǎ, geometrie constructivǎ redusǎ. Aceste aspecte se remarcǎ în figura 3- Schemǎ soluție turbocompresorul hibrid.

4.4. Rezultate teoretice

Deoarece este un concept nou nu existǎ pânǎ acum date experimentale, desene technice, model 2D sau 3D dar în urma celor prezentate soluția este realizabilǎ.

Se observǎ în figura 3 cum sunt prezentate cele 4 grupe de componente care împreunǎ formezǎ soluția propusǎ și anume: grupa 1 – reprezentate de turbocompresorul clasic (C- Compresor, T- Turbina, Oil pump- pompa ulei), punctul 2 – reprezentat de arborele extern, punctul 3 – reductorul cu roți dințate cilindrice, punctul 4 – alternatorul/ generatorul de curent electric. Tot în schema constructivǎ se poate observa în zona notatǎ cu 1 calea de intrare a aerului proaspat notatǎ cu “Air”. (Figura 31)

Performanța turbocompresorului afectează în mod semnificativ performanța generală a motoarelor cu turbocompresor. Funcționarea turbocompresorului implică transferul de căldură în toate circumstanțele. Chiar dacă carcasa turbocompresorului este bine izolată, transferul de căldură are loc de la turbină la uleiul de lubrifiere sau de la ulei la compresor la viteze reduse de rotație.

Reductorul cu o treaptǎ este opțional însa când este folosit ca soluție pentru transmisie și are rolul de a micșora turația generatorului cu un raport de 1/ 4 în funcție de turația la care funcționeazǎ turbocompresorul.

Cu cât presiunea este mai mare în timp și cu atât turația este mai mare cu atât se poate produce mai mult curent electric de cǎtre generator. Vezi figura 4- Creșterea presiunii în funcție de timp, în funcție de diferitele configurații ale turbinelor. (Figura 32)

Turbocompresoarele sunt utilizate de producătorii de automobile pe motoarele Diesel și pe un număr tot mai mare de motoare cu benzină, în special în ceea ce privește optimizarea consumului. Într-adevăr, costul și timpul de dezvoltare trebuie reduse pentru a satisface atât dorințele clienților, cât și standardele de emisie mai stricte. Codurile de simulare a turbocompresoarelor actuale se bazează în cea mai mare parte pe tabelele de căutare (fluxul și eficiența maselor de aer) date de producători. Această componentă trebuie să fie bine înțeleasă și modelată, deoarece simularea este folosită pe scară largă la fiecare pas al dezvoltării.

Concret avantajele modelului prezentat ar fi atât de ordin ecologic cât și de ordin constructiv și economic. Din punct de vedere ecologic: reduce consumul bateriei principale al automobilului și produce energie electricǎ verde. Din punct de vedere constructiv și economic: costurile de productie, montare și întrețirene sunt foarte mici având, o duratǎ mare de viațǎ si geometrie constructivǎ prietenoasǎ în raport cu aplicabilitatea ei.

Dezavantajele ar fi din punct de vedere al volumului/dimensiunilor și anume turbocompresorul hibrid ar fi cu 30% mai mare decât soluția de turbocompresor standard, posibil mai mult zgomot cu 30% fațǎ de un turbocompresor fǎrǎ generator de curent electric. Datele technice referitoare la dimensiuni și zgomot cât și cele referitoare la consum, energie produsǎ, duratǎ de viațǎ sunt estimǎri orientative. Cu toate acestea eficiența turbocompresorului rǎmânând aceiași.

De asemenea, în schema constructivă pot fi în zona marcată cu 1, cǎile de ieșire a gazelor de evacuare. Cutiile de viteze cu o singură treaptă sunt opționale, dar atunci când sunt utilizate ca o soluție de transmisie. Ele

sunt proiectate să reducă viteza de rotație a generatorului cu un raport de 1/4 în raport cu viteza de rotație pe care funcționează Frâna de evacuare generatoare de energie.

S-a constatat că predicțiile de la simularea computerizată au fost de acord cu datele măsurate, nu numai în ceea ce privește forța de frânare a evacuării, dar și bobina supapelor, presiunea portului de evacuare și așa mai departe. Programul de simulare s-a dovedit a fi un mijloc util de predicție a efectului diferiților parametri de proiectare a frânelor și a permis obținerea unui sistem optimizat de frânare de evacuare la etapa de proiectare.

Forța inițială a frânei de eșapament obținută pe un motor diesel turbo-motor specific a atins valoarea presiunii medii efective de 0,56 MPa la viteza nominală. Modificarea configurației galeriei de evacuare existente, care a ținut cont mai bine de presiunea pulsatoare disponibilă acolo, a sporit presiunea de frânare până la 0,74 MPa. O presiune efectivă de frânare de 0,90 MPa, corespunzătoare a 10,3% din puterea nominală, a fost obținută prin adoptarea unui arc de ventil special conceput.

În concluzie turbocompresorul hibrid este o soluție fiabilǎ pentru orice autovehicul, practicǎ și foarte eficientǎ din toate puncte de vedere: costuri de producție reduse, mentenanțǎ ușoarǎ, geometrie constructivǎ prietenoasǎ în raport cu aplicabilitatea ei.

CAP. 5. Modele de calcul pentru soluția parametricǎ

Configurările pe care le studiază noul sistem propus pentru industria de automobile pentru motoarele cu ardere internă pentru a recupera energia de la motor și, de asemenea, o parte din acesta pentru a o transforma în energie verde pentru consumatorii automobile dar și pentru a o stoca pornesc de la ecuațiile bilanțului termic. Ecuațiile de bază energiei, impulsului și masei de conservare sunt rezolvate de-a lungul liniei medii de curgere. Ecuațiile de masă și energie sunt rezolvate pentru fiecare volum, iar ecuația impulsului este rezolvată pentru fiecare limită a volumului. Se poate remarca în figura 33 schematizarea valorilor energetice și traseul fluxului de caldură.

5.1. Bilanțul termic

Ecuația: Continuității de masă

Ecuația: Conservarea energetice

Ecuația: Puterea motorului

Ecuația: Bilanțul termic al motorului este

unde:

– debitul de căldură obținut prin arderea combustibilului consumat de motor (energia disponibilă); – debitul căldură utilă; – debitul de căldură sistemul de rǎcire; – debitul de căldură pierdut prin gazele de combustie de-a lungul evacuării; – debitul pierderii de căldură datorată arderii chimice incomplete; – debitul rezidual a bilanțului de căldură.

unde:

Căldură utilă

– puterea motorului

Debitul de căldură pierdut prin lichidul de răcire

unde:

– fluxul de lichid de răcire;

– căldură specifică medie a apei;

– temperaturi la admisie și evacuare a lichidului de rǎcire;

Debitul de căldură pierdut prin gazele de combustie de-a lungul evacuării

unde:

– debitul gazului de eșapament;

– debitul de aer;

– caldurile specific ale gazelor de evacuare specifice și aerului;

– temperatura gazului în priză;

– temperatura aerului de admisie

Debitul pierderilor de căldură datorate arderii chimice incomplete

unde:

– cantitatea de componente necombinate din gazele de eșapament

– căldură redusă de combustie a componentelor gazoase din gazele de eșapament

Debitul rezidual a bilanțului de căldură

Valorile înregistrate pentru bilanțul energetică se pot observa în tabelul 1 unde sunt prezentate în funcție de tipul motorului termic (m.a.s. și m.a.c.).

CAP. 6. Concluzii

Managementul energiei sau planificarea și optimizarea sistematică a consumului de energie pentru funcționare, urmărește să îmbunătățească permanent eficiența energetică și să scadă costurile asociate, precum și impactul asupra mediului pe termen lung.

La managementul energiei sau planificarea și optimizarea sistematică a consumului de energie motoarelor cu ardere internǎ contribuie și angregatele auxiliare motoarelor cu ardere a internǎ și anume turbosuflantele hibrid cogeneratoare de energie mecanicǎ și electricǎ. Din nevoia de a produce energie electricǎ verde pentru autovehicule cu motoarele hibrid și pentru a diminua emisiile poluante se pun bazele unor noi componente care sǎ susținǎ aceastǎ nevoie.

Pentru creșterea eficienței termice și reducerea emisiilor de NOx și funingine, cercetătorii au investigat compresia omogenă prin compresie (HCCI). (Figura 34)

Aceasta este un fenomen local și este dificil de prezis exact cu un studiu experimental. Între timp, extinderea sarcinii de HCCI este limitată din mai multe motive, incluzând rata de ridicare la înaltă presiune, rata mare de eliberare a căldurii și lipsa controlului direct al fazei de ardere. Prin urmare, noile moduri de combustie atrag atenții sporite în ultimele decenii, conducând la dezvoltarea de tehnologii avansate, cum ar fi common rail de înaltă presiune, recircularea gazelor de eșapament (EGR), VGT și ciclul Miller.

Este bine cunoscut faptul că ciclul Miller are un efect semnificativ asupra procesului de combustie. S-a propus reducerea temperaturii locale de combustie și reducerea emisiilor de NOx. Temperatura medie de ardere la nivel global a dat o indicație în experiment.

Totuși pentru a reduce sau optimiza procesul de ardere, care este principala sursǎ directǎ de poluare trebuie intervenit cu soluții constructive concrete.

Una din aceste soluții este turbocompresorul care este utilizat pe scară largă în toate tipurile de motoare diesel pentru a îmbunătăți puterea, economia de combustibil și emisiile.

Soluția propusǎ, turbocompresolul hibrid este cogenerator de energie mecanicǎ și electricǎ. În figura de mai jos se poate observa o turbosuflantǎ electricǎ ce are rol doar de supraalimentarea motorului cu ardere internǎ spre deosebire de turbosuflanta hibrid ce are îndeplinește douǎ roluri.

Analizând ecuațiile de mai sus putem remarca un potențial energetic ce mai poate fi valorificat, prin urmare energia gazelor arse mai poate produce cu ajutorul soluției propuse energie mecanicǎ și energie electricǎ. Din punct de vedere constructiv soluția propusǎ se poate realiza relativ facil fǎrǎ a necesita tehnologii speciale de asamblare, cu o gamǎ superioarǎ de avantaje în raport cu dezavantajele.

CAP. 7. Bibliografie

[1] F Millo and F Mallamo 2006 The Potential of Electric Exhaust Gas Turbocharging for HD Diesel Engines SAE Technical Paper

[2] S Nadaf and P Gangavati 2014 A review on waste heat recovery and utilization from diesel engines Int. J. of Adv. Eng. Tech.

[3] T Yamagami and N Oda 2009 Current Possibilities of Thermoelectric Technology Relative to Fuel Economy SAE Technical Paper

[4] International Council on Clean Transportation 2011 Global Passenger Vehicles Program Global Comparison of Light Duty Vehicle Fuel Economy GHG Emissions Standards

[5] F Jianqin and L Jingping 2011 A Study on the Prospect of Engine Exhaust Gas Energy International Conference on Electric Information and Control Engineering (Wuhan China)

[6] R Toom 2007 Waste heat regeneration system for internal combustion engines Messe Stuttgart

[7] A Patterson and R J and Tett J McGuire 2009 Exhaust heat recovery using electro-turbo generators SAE Paper

[8] D Hountalas and V Lamaris 2009 Recovering Energy from the Diesel Engine Exhaust Using Mechanical and Electrical Turbocompounding SAE Technical Paper

[9] D Hountalas and C O Katsanos 2007 Recovering energy from the diesel engine exhaust using mechanical and electrical turbo compounding SAE Paper

[10] J Seuma 2012 Impact of Turbocharger Non-Adiabatic Operation on Engine Volumetric Efficiency and Turbo Lag Int. J. of Rot. Mac. p 11

[11] A Teo 2015 Effectivess of series and parallel turbo compounding on turbocharged diesel engine J. of Mech. Eng. and Sci. pp. 1448

[12] M Luft 2012 Losses of IC engine a chance for electrical energy recuperation, Scientific Journals, Maritime University of Szczecin Poland

[13] www.calnetix.com

[14] N PERROT 2017 Experimental Study of Centrifugal Compressor Speed Lines Extrapolation for Automotive Turbochargers SAE Paper

[15] R Chiriac 2017 New constructive solutions for hybrid turbochargers- as electrical energy generator for increasing the green supply of the vehicule International Conference for Doctoral Students (Brasov: “Transilvania” University)

[16] Studiul posibilitatilor de adaptare a sistemelor de tip SCR (Selective Catalytic Reduction) la motoarele autoturismelor

[17] DIRECTIVA 97/68/CE A PARLAMENTULUI EUROPEAN ȘI A CONSILIULUI, din 16 decembrie 1997

[18] Thermodynamik des Kraftfahrzeugs, Prof. dr. ing. Cornel Stan, Matrix Rom, 2017

[19] http://www.e-automobile.ro/categorie-poluare/23-emisii-automobile-sanatate.html

[20] Luft, M, Losses of IC engine a chance for electrical energy recuperation, Scientific Journals Scientific Journals, Maritime University of Szczecin Poland – 2012.

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

[22] Nissan unveils 2018 production variable-compression-ratio ICE (http://articles.sae.org/15040/)

[23] https://www.deutz.com/ueber-uns/tradition-und-kultur/technikum/

[24] https://auto-tehnica.ro/2015/08/28/principiul-de-functionare-a-turbinei-cu-geometrie-variabila/

[25] https://www.deutz.com/