Chiriac Referat Noiembrie 2017 3 [308809]

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

Evoluția pentru autoturisme a normelor EURO 11

Evoluția normelor EURO pentru autovehicule grele 11

1.3. Ciclurile teoretice și reale ale motoarelor cu ardere internǎ 13

Ciclul Otto ideal (teoretic) 14

Ciclul Otto real 15

Ciclul Diesel ideal (teoretic) 18

Ciclul Diesel real 21

CAP. 2. Solutii pentru majorarea parametrilor specifici a motoarelor cu ardere internǎ 24

2.1. Raportul de comprimare variabil 24

2.2. Sistem de distribuție variabilă 26

CAP. 3. Soluții termice pentru echipamente și motoare 30

3.1. Supraalimentarea 30

Turbocompresorul cu geometrie variabilǎ 33

Turbocompresorul cu geometrie variabila și actuator electronic 34

Turbocompresoare- Aspecte generale 36

CAP. 4. Propuneri pentru dezvoltarea unui sistem original 37

4.1. [anonimizat] 37

4.2. [anonimizat] 38

4.3. Discuții 38

4.4. Rezultate teoretice 40

CAP. 5. Modele de calcul pentru soluția parametricǎ 43

5.1. Bilanțul termic 43

CAP. 6. Concluzii 46

CAP. 7. Bibliografie 48

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], 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

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:

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

Între ciclul indicat și ciclul teoretic corespunzător există diferențe substanțiale în forma diagramei și valorile temperaturilor și presiunilor.

Diferența în formă constă în diferite curbe de profil în extensiile de compresie în înlocuirea scăderii rectiliniare a căldurii cu linii curbe și rotunjirea unghiurilor acute.

Motivele acestor diferențe se bazează pe următoarele motive:

Pierderi de căldură. Pe măsură ce cilindrul este răcit pentru a asigura buna funcționare a pistonului, o anumită cantitate de căldură din fluid este transferată pe pereți. Liniile de compresiune de extindere sunt prin urmare adiabatice, dar politropice cu exponentul n, k diferit. Deoarece fluidul suferă pierderi de căldură, evident, are: pentru expansiune, n> k și pentru comprimare nfigura.

Combustia nu este instantanee. În ciclul teoretic, se presupune că arderea are loc la un volum constant, deci este instantanee în ciclul real, însă arderea durează ceva timp. Dacă aprinderea are loc exact la TDC, arderea va avea loc în timp ce pistonul se îndepărtează de acel punct, iar presiunea este mai mică decât se aștepta, cu pierderea corespunzătoare a muncii utile.

Prin urmare, este necesar să se avanseze aprinderea astfel încât arderea să poată avea loc în cea mai mare parte când pistonul se află în vecinătatea PMS. Aceasta produce o rotunjire a liniei teoretice de intrare a căldurii 2-3 și, prin urmare, o pierdere de muncă utilă reprezentată de zona B. Dar această pierdere are o valoare semnificativ mai mică, care nu ar avansa aprinderea.

Ciclurile ideale din motoarele cu piston sunt caracterizate de 3 tipuri de procese termodinamice similare din punct de vedere al transformarilor de stare respective:

comprimare: izentropicǎ

destindere: izentropicǎ

cedare de cǎldurǎ: izocorǎ

Diferențele apar 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)

compresiunea isentropică are loc în funcție de raportul de compresie consecutiv, care, în prezent, conform metodei de formare a amestecului și rezistenței la detonare a combustibilului

introducerea căldurii (20-30) este considerată pe baza ipotezei că rata de introducere a căldurii în sistem prin combustie este mult mai mare decât viteza pistonului, ceea ce face ca variația volumului în timpul introducerii căldurii să fie neglijabilă. Dacă cilindrul unui amestec omogen de aer-combustibil preformat, care după comprimare cu o sursă de aprindere externă arde din cauza propagării frontalei flacării, este acceptabilă ipoteza unei intrări de căldură inoculate: viteza frontală a flăcării, ipoteza raportului căldura este acceptabilă: viteza frontală a flăcării în motoarele moderne ale autoturismului Otto este de aproximativ 50-60 [m / s] la sarcină maximă, în timp ce viteza pistonului la vmin – scade la 0 în lumina reflectoarelor și următoarea cursă ajunge un maxim de 30 [m / s] la aproximativ 6000 [1 / min], dar la o poziție a pistonului în care nu este introdusă nicio căldură.

lucrul mecanic specific rezultată din ciclu depinde, după cum este reorezentat în figura 13, în principal pe cantitatea de căldură primită, reprezentată de suprafața (T, s)

cantitatea de căldură cedată (NO- 1) este determinată de celelalte state Modificările introduse în ciclu, raportul volumetric la compimație, respectiv la descompunere – dar și evoluția izocorică specifică acestui tip de process

așa cum se poate observa în diagrama (p, V) și schimbul de gaz ideal considerat ca izobar nu are nici o influență asupra procesului. În diagrama (T, s), schimbul de gaz are loc după ce un izobar este lăsat la compresia izentropică

Ciclul Otto real

Fațǎ de ciclului ideal, în ciclul real la sunt luate în considerare următoarele:

evoluțiile compresiei și relaxării nu sunt adiabatice, ci sunt politropice (spre izoterme mai aproape de adiabatic)

gazul de lucru își schimbă proprietățile fizice (cp, cV, R și k sau n au valori dependente de temperatură) și compoziția chimică în timpul arderii;

pierderile prin frecare nu pot fi neglijate, ele sunt caracterizate de o pierdere de căldură disipativă;

se ia în considerare puterea consumată de agregatele și sistemele motorului, precum și de căldura eliberată sistemului de răcire a motorului;

supapele de admisie / evacuare nu se deschid / închid instantaneu, cu intervale de timp de deschidere / închidere. Se deschid cu o deschidere la deschidere, respectiv cu o întârziere la închidere. Amestecul proaspăt și gazele de ardere sunt rezistente atunci când rulează în galerii sau trec prin fanta dintre tija supapei și capul cilindrului. În galeriile de admisie și evacuare, amestecul de combustibil depășește limita de compresibilitate (depășește 500 km / h). La deschiderea supapei de evacuare, evacuarea are loc în modul supersonic, apare undele de șoc (presiunea la sfârșitul detonării fiind de 6-7 bar), rezultând zgomotul motorului;

arderea combustibilului nu se face instantaneu, ci într-o perioadă determinată de viteza de ardere. Inițierea scânteii electrice de înaltă tensiune se realizează înainte ca pistonul să atingă PMI cu un interval de timp respectiv cu un unghi de rotație al arborelui cotit numit avans de aprindere. Aprinderea prin scânteie este avansată ca o față a flăcării și tinde să cuprindă întregul volum al cilindrului. Într-o ardere normală, deflagrație (front subsonic), partea frontală a flăcării are o viteză de 20-40 m / s. La o ardere anormală, partea frontală a flăcării poate exploda cu detonare (front supersonic), caz în care viteza inițială de 200-300 m / s poate ajunge la 2000-3000 m / s prin reflectarea undelor de șoc în interiorul motorului.

Fenomenul de detonare sau detonare supersonică este un fenomen periculos în exploatarea motorului și, din cauza undelor de șoc care se formează în interiorul acestuia, poate fi distrus (întreruperi ale pistonului, găuri de șurub, pauze cilindrice sau mandrine).

Detonarea are loc în cazul auto-aprinderii amestecului de combustibil în fața porțiunii de flacără spre sfârșitul propagării sale în camera de ardere. Caracteristic sunt zgomotul de detonare ("bătăi") din cauza vibrațiilor motorului cauzate de undele de șoc în interiorul acestuia.

Simptomele detonării, în afară de zgomotul caracteristic, sunt, de asemenea, puterea motorului mai mică, consumul specific de combustibil crescut și supraîncălzirea motorului.

O primă condiție care ia în considerare proiectarea motorului cu piston este aceea că flacăra are timpul să acopere întregul volum al cilindrului. În aviație, două bujii sunt utilizate simultan în scopuri de combustie și pentru a spori probabilitatea aprinderii amestecului de combustibil.

În general, motoarele cu aprindere prin scânteie pot fi motoare fără combustie (ora III).

Procentul ciclurilor de ardere se numește acoperire ciclică (în aviație, acoperirea ciclică este de aproximativ 93%).

Un motiv pentru care motorul este de a construi un multi-cilindru este acela de a avea puteri mai mari prin creșterea capacității cilindrice fără a mări diametrul cilindrului. Un alt motiv pentru care motorul multi-cilindru este construit este acela de a asigura cuplul motorului în mod egal.

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)

Compresia isentropică în modelele Diesel este în general realizată cu rapoarte de compresie mai ridicate – la 22 – valoarea comparativă a motoarelor Otto datorită diferențelor de principiu în formarea amestecului și arderii

Admisia de căldură este considerată izobar pornind de la faptul că introducerea combustibilului în cilindru se face numai spre sfârșitul procesului de compresie a aerului. După o perioadă de formare a amestecului de combustibil-aer, aprinderea provine din cauza temperaturii ridicate spre sfârșitul compresiei. Fazele succesive necesare pentru injecția, amestecarea și arderea combustibilului care evoluează la viteze mai mici fără surse de aprindere externă conduc la o întârziere semnificativă a procesului, astfel încât nu mai este posibil să se presupună că poziția pistonului rămâne neschimbată de la sfârșitul compresie până la sfârșitul arderii. Procesul mai lent, mai degrabă decât introducerea izocorală a căldurii în comparație cu curba (T, s). Pe de altă parte, datorită raportului de compresie mai mare, temperaturile maxime (TmaxD) în procesul Diesel sunt mai mari decât în ​​cazul procesului Otto (TmaxO).

Căldura, compresia și expansiunea, dar și schimbul de gaze este similar cu cel din ciclul Otto.

Ciclul Diesel real

Deoarece diagrama este o curbă pV, aria delimitată de diagramă indică activitatea efectuată în timpul ciclului. Pentru a calcula aria diagramei, am scăzut suprafața de sub linia de compresie (adică BDC – TDC) din zona de sub linia de extindere (adică TDC – BDC). Aria de sub curba de compresie și expansiune politropică este ușor de calculat deoarece respectă legea pVn = C. Deși nu există o ecuație stabilită pentru curba de ardere a combustibilului sau curba de evacuare a gazelor de evacuare, foaia de calcul Exel a calculat ecuațiile care au dat o bună reprezentare. Prin integrarea ecuației între valorile cerute a fost posibilă calcularea suprafeței (și, prin urmare, a muncii efectuate) sub aceste curbe. Rezultatele pot fi văzute în tabelul de pe diagrama.

Dacă lucrarea efectuată pe ciclu (revoluție) este împărțită la volumul măturat, atunci se obține presiunea medie indicată. În acest caz este puțin peste 16,3 bar. Când se calculează puterea indicată pentru un cilindru pe un motor efectiv, presiunea medie indicată trebuie să fie obținută din diagrama indicatoare. Dacă presiunea medie indicată este înmulțită cu volumul măturat al cilindrului (o cantitate cunoscută), atunci se realizează lucrarea / ciclul de lucru.

Așa cum s-a menționat mai devreme, aerul din cilindru este de aproximativ 75 ° C la începutul compresiei. Temperatura la pornirea injecției de combustibil poate fi calculată folosind PV / T = Constant. Aceasta oferă o temperatură de 593 ° la 6 ° BTDC și 611 ° la TDC. Temperatura crește în timpul arderii la aproximativ 1500 ° C, în funcție de tipul de combustibil.

Deoarece deplasarea pistonului este foarte mică pe un unghi de manivelă în jurul BDC și TDC și cea mai mare la aproximativ 70 ° ATDC (vezi pagina de deplasare a pistonului), diagrama indicatoare este diferită de cea obținută atunci când se utilizează unghiul de manivelă pe axa x.

CAP. 2. Solutii pentru majorarea parametrilor specifici a motoarelor cu ardere internǎ

2.1. 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 încărcare și de conducere.

Avantaje

Motoarele pe benzină au o limită a presiunii maxime în timpul cursei de comprimare, după care amestecul combustibil / aer detonează mai degrabă decât arsurile. Pentru a obține ieșiri de putere mai mari la aceeași viteză, mai mult combustibil trebuie să fie ars și, prin urmare, este nevoie de mai mult aer. Pentru a realiza acest lucru, turbocompresoarele sau compresoarele sunt folosite pentru a crește presiunea de admisie. Aceasta ar duce la detonarea amestecului combustibil / aer, cu excepția cazului în care raportul de compresie a fost redus, adică volumul de deasupra pistonului a crescut. Aceasta se poate face într-o măsură mai mare sau mai mică, fiind posibile creșteri masive ale puterii. Partea inferioară a acestui lucru este că, sub sarcină ușoară, motorul nu are putere și cuplu. Soluția trebuie să poată modifica presiunea de admisie și să ajusteze raportul de compresie. Acest lucru oferă cele mai bune din ambele lumi, un mic motor eficient, care se comportă exact ca un motor modern de mașini de familie, dar se transformă într-unul foarte bine reglat la cerere.

Raportul de compresie variabilă (VCR) devine din ce în ce mai de dorit, pe măsură ce prețurile petrolului cresc, iar cumpărătorii de autovehicule au un interes sporit față de economia de combustibil. În plus, încălzirea globală a climei necesită măsuri din partea comunității internaționale. Pentru industria de automobile, aceasta înseamnă limite mai stricte la emisiile auto, în special la emisiile de CO2. Rata de compresie variabilă este o modalitate rentabilă de a atinge aceste obiective. În plus, VCR permite utilizarea gratuită a combustibililor diferiți pe lângă benzină, de ex. GPL sau etanol.

Capul cilindrului poate fi modificat prin utilizarea unui sistem hidraulic care este conectat la arborele cotit și răspunde în funcție de sarcina și accelerația cerute.

Motoarele de compresie variabile au existat de zeci de ani, dar numai în laboratoare în scopul studierii proceselor de ardere. Aceste modele au de obicei un al doilea set de pistoane reglabile în capul care se opune pistonului de lucru. (foarte asemanatoare motoarelor de tip "Diesel"). Motoarele de compresie variabile anterioare au fost foarte de dorit, dar tehnice imposibil de obținut pentru vehiculele de producție datorită complexității mecanice și dificultății de a controla toți parametrii. Cu toate acestea, soluțiile noi, cum ar fi abordarea Waulis, nu utilizează un al doilea piston și sunt implementate în motorul existent cu 4 cilindri, cu modificări minore. Acesta este un semn promițător pentru pregătirea comercială completă și soluția inovatoare eficientă din punct de vedere al costurilor, care va schimba viitorul motoarelor VCR.

Specificatii tehnice – Infiniti "MR20 DDT" 2.0 litri VC-Turbo

Tip combustibil Benzină

Construcție Bloc de aluminiu cu înveliș de oglindă prin pulverizare cu arc la găuri de cilindru, cap de cilindru din aluminiu cu colector de evacuare integrat, turbo cu scroll single cu intercooler

Raportul de comprimare 8,0: 1 ~ 14,0: 1

Capacitate 2.0 litri, 1.997 ~ 1.970 cc (8.0: 1 ~ 14.0: 1)

Bobina x Stroke 84.0 x 94.1

Cilindri 4

Supapele 16 (patru per cilindru)

Controlul valvei

Intake: Controlul electronic al supapei cu variabilă electronică

Evacuare: control hidraulic cu funcție variabilă a supapei

Turbo turbocompresor turbo cu acționare electrică pentru deșeuri electronice

Turbo răcire Intercooler

Sistemul de combustibil Injecția directă pe benzină (DIG) și / sau injecția multiplă (MPI)

Putere maximă 200 kW (268 CP / 272 ps) *

Cuplu maxim 390 Nm (288 lb ft) *

(Figura 25.a.)

Motoarele VCR modifică raportul de compresie prin ridicarea sau coborârea înălțimii pistonului la centrul mort superior. (Figura 25.b.)

Motorul electric acționează angrenajul, care deplasează o pârghie de acționare înclinată. 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 multiplacul la capătul superior. Centrul cu mai multe legături rulează cu un rulment în jurul jurnalului arborelui cotit.

Un al doilea rulment multilink, la 180 ° distanțat de legătura intermediară, servește efectiv lagărului de capăt al tijei pistonului. Acest aranjament produce o deplasare de 17 ° față de punctul central al jgheabului arborelui cotit.

Drive Harmonic este controlat de un calculator de bord special care colectează date de la senzorii motorului pentru a determina raportul de compresie necesar pentru condițiile de încărcare a datelor. Deoarece se dorește un raport scăzut de compresie când se dorește o putere mare și un raport de compresie mare atunci când eficiența este preferabilă, înălțimea pistonului la punctul mort superior poate varia continuu, după cum este necesar, prin rotirea arborelui armonic care va determina poziția multilink prin urmare, a pistonului din gaura cilindrului.

2.2. Sistem de distribuție variabilă

În motoarele cu combustie internă, variația temporizării supapelor (VVT) este procesul de modificare a momentului unui eveniment de ridicare a supapei și este adesea folosit pentru a îmbunătăți performanța, economia de combustibil sau emisiile. Se utilizează din ce în ce mai mult în combinație cu sistemele de ridicare cu supape variabile. Există multe moduri în care acest lucru poate fi realizat, de la dispozitive mecanice la sisteme electrohidraulice și fără camă. Reglementările din ce în ce mai stricte privind emisiile determină mulți producători de automobile să utilizeze sistemele VVT.

Istoricul căutării unei metode de durată variabilă de deschidere a supapelor revine la vârsta motoarelor cu aburi atunci când durata deschiderii supapei a fost denumită "întrerupere a aburului". Ventilul Stephenson, utilizat la locomotivele cu aburi timpurii, a sprijinit cutoff-ul variabil, adică schimbările în momentul în care admisia aburului la cilindri este întreruptă în timpul cursei de forță.

Abordările timpurii ale variațiilor cuplate variabile cutoff în cutoff admitere cu variații în cutoff de evacuare. Intervalul de admisie și evacuare au fost decuplate odată cu dezvoltarea supapei Corliss. Acestea au fost utilizate pe scară largă în motoare staționare cu sarcină variabilă cu viteză constantă, cu cutoff de admisie și prin urmare cuplu, controlat mecanic de un regulator centrifugal și supape de declanșare.

Odată cu intrarea în funcțiune a supapelor de prindere, a fost utilizată o roată simplificată a supapei cu ajutorul unui arbore cu came. Cu astfel de motoare, se poate realiza o coborâre variabilă cu came variabile de profil care au fost deplasate de-a lungul arborelui cu came de către regulatorul.

Producătorii folosesc numeroase nume diferite pentru a descrie punerea în aplicare a diferitelor tipuri de sisteme de reglare variabilă a supapelor. Aceste nume includ:

AVCS (Subaru)

AVLS (Subaru)

CPS (Proton) but proton use vvt engine for their new model of 2016

CVTCS (Nissan, Infiniti)

CVVT (Alfa Romeo, Citroën, Geely, Hyundai, Iran Khodro, Kia, Peugeot, Renault, Volvo)

DCVCP – dual continuous variable cam phasing (General Motors)

DVVT (Daihatsu, Perodua, Wuling)

MIVEC (Mitsubishi)

MultiAir (Fiat)

N-VCT (Nissan)

S-VT (Mazda)

Ti-VCT (Ford)

VANOS (BMW)

VarioCam (Porsche)

VCT (Ford, Yamaha)

VTEC, i-VTEC (Honda, Acura)

VVC (MG Rover)

VVL (Nissan)

Valvelift (Audi)

VVA (Yamaha)

VVEL (Nissan, Infiniti)

VVT (Chrysler, General Motors, Proton, Suzuki, Isuzu, Volkswagen Group, Toyota)

VVT-i, VVTL-i (Toyota, Lexus)

VTVT (Hyundai, Kia)

VarioCam

VarioCam este o tehnologie de sincronizare automată a ventilului, dezvoltată de Porsche. VarioCam variază trecerea supapelor de admisie prin reglarea tensiunii lanțului de distribuție care leagă arborii de admisie și evacuare. VarioCam a fost folosit pentru motorul de 3.0 L din 1992, în Porsche 968.

Porsche mai recentă VarioCam Plus combină sincronizarea variabilă a supapelor cu ascensor în două trepte pe partea de admisie. Funcția de ridicare a supapei în două trepte este realizată de dispozitive electrice electro-hidraulice. Fiecare dintre aceste 12 capse constă din lifturi concentrice care pot fi blocate împreună cu ajutorul unui bolț. Lifterul intern este acționat de un mic lob de cam, în timp ce elementul inelar exterior este deplasat de o pereche de lobi de profil mai mare. Timpul de funcționare al fiecărei valve este ajustat fără probleme printr-un dispozitiv de reglare a vanei rotative, acționat electro-hidraulic la capul fiecărui arbore cu came.

Timpul de reglare a ventilului și profilul supapei sunt modificate în mod continuu în funcție de condițiile și sarcina motorului. Pentru o mai bună reacție la pornirea la rece, VarioCam Plus ridică cantitatea de ridicare și întârzie încărcarea ventilului. La turații medii cu sarcini minime, ridicarea supapei este coborâtă și timpul avansat pentru a ajuta la reducerea consumului de combustibil și a emisiilor. Pentru puterea și cuplul maxim, ascensorul este ridicat și timpul de avans este avansat. Acest sistem a debutat pe 1999 Porsche 996 Turbo.

Un sistem similar cu sistemul VarioCam Plus a fost dezvoltat de Porsche pentru Subaru.

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)

În comparație cu primul sistem VarioCam de distribuție variabilă VarioCam, sistemul actual variază continuu fazele de deschidere a supapei de admisie. Ventilele electrohidraulice reglează presiunea uleiului în camera (3), care poziționează camărele de admisie față de angrenajul (2) de transmisie unul față de celălalt. Astfel, presiunea uleiului poate controla continuu deschiderea de admisie a supapei de admisie în raport cu valoarea nominală. (Figura 26)

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

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

Atunci când trebuie activate camăle de presiune ridicată, prin găurile (2) prevăzute în sertarul interior (1) și în cilindrul (6) se introduce uleiul presurizat. Uleiul acționează asupra știftului (3) care este împins în buzunarul interior (7) și, la rândul său, împinge pinul (4) în buzunarul exterior (1). În acest fel, cele două tachete devin solidare, iar valvele sunt deschise de înălțimile înalte.

Înălțimea camăi cu profil redus este de 3,6 mm și arborelui cu came de 11 mm înalt.

La turație redusă la mers în gol, camălele de ridicare joasă sunt activate. De asemenea, fazele de deschidere și închidere ale supapelor sunt setate astfel încât perioada de suprapunere cu ambele valve deschise (admisie și evacuare) să fie minimă. Datorită profilului camular redus, frecarea mecanică este minimizată, consumul de combustibil și emisiile sunt mai mici cu aproximativ 10%.

Sarcini parțiale păstrează cams activat cu înălțime mică de ridicare. Fazele de deschidere și de închidere ale supapelor sunt setate astfel încât perioada de suprapunere cu ambele valve deschise (admisie și evacuare) să fie maximă. Astfel, motorul funcționează cu recircularea internă a gazelor de eșapament. Acest mod reduce pierderile de pompare și, implicit, reduce consumul de combustibil.

Se folosesc sarcini mai mari cu camă de ridicare ridicată, iar deplasarea timpilor de deschidere / închidere a supapei este controlată astfel încât să se obțină performanțe dinamice superioare.

Sistemul de distribuție VarioCam Plus reduce consumul de carburant și emisiile la sarcini reduse și parțiale, precum și performanțe dinamice remarcabile la sarcini mari ale motorului.

CAP. 3. Soluții termice pentru echipamente și motoare

3.1. Supraalimentarea

Supraalimentarea motoarelor cu ardere internã înseamnã furnizarea unuia sau mai multor compresoare mecanice sau a turbocompresorului sau a ambelor componente auxiliare ale motorului cu combustie internã pentru supraîncãrcarea acestuia cu aer. Tehnologia Turbo este folosită în majoritatea motoarelor moderne.

Atunci când aceste două sisteme de compresoare de aer sunt combinate în galeria de admisie a motorului, se numește: "Twincharged" (Insule Twin = dublu, încărcat = încărcat). Acest sistem de compresie este utilizat în VW (TSI), sau Audi (FTSI), în cazul în care compresorul funcționează mecanic la viteze reduse comprimă aerul până la turația motorului de 2000 rpm. (min-1), după care o clapetă de comandă reglează participarea turbocompresorului la comprimarea aerului și la turația motorului de peste 3500 rpm. (min-1) prelucrează sarcina, iar compresorul mecanic este deconectat 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.

Turbocompresorul este un element cheie în utilizarea motoarelor moderne pe benzină sau diesel, iar inginerii de mașini lucrează în prezent la dezvoltarea motoarelor care oferă performanțe scăzute de CO2. Reducerea dimensiunii motorului și injecția directă reprezintă viitorul motorului supraalimentat, turbocompresorul fiind cel care va aduce o contribuție importantă la creșterea puterii motorului și la reducerea impactului emisiilor asupra mediului. Astfel de turbocompresoare funcționează la 1050 grade C, permițând optimizarea proprietăților combustibililor pentru a respecta standardele de emisie și CO2.

Circuitul este marcat cu albastru pe partea de răcire, iar pe partea unde temperatura depășește 5000C este reprezentată de roșu. (Figura 19)

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

Turbocompresorul cu geometrie variabilǎ

Turbinele cu geometrie variabilă (TGV) reprezintă o familie de turbine concepute pentru a permite schimbarea efectivă a raportului turbinei în funcție de condițiile de funcționare a motorului.

Introducerea turbocompresorului cu geometrie variabilă (TGV) în 1989 și evoluția sa în anii 1990 și secolul XXI au adus turbocompresorul la rangul celui mai de succes concept al creșterii performanței motorului. Tehnologia implică utilizarea unei manivele de turbină care își modifică configurația internă pentru a se potrivi cu motorul specific, cu aer comprimat (carcasa diesel) sau amestecul de carburant (carcasa benzinei). Tehnologia geometrică variabilă permite turbocompresorului să crească puterea motorului în întreaga gamă de roți dințate. Turbocompresoarele cu geometrie variabilă ajută la controlul emisiilor de oxid de azot generate de motoarele diesel prin dezvoltarea unui sistem de reutilizare a gazelor de ardere și reintroducerea lor în camera de combustie a motorului.

Acest lucru se face pentru un raport optim la viteze reduse și este foarte diferit de cel cu viteze mari. Dacă raportul este prea mare, turbina nu va putea crea stimulare la viteze reduse; dacă este prea mic, va sufoca motorul la viteze mari, rezultând o presiune ridicată a conductei de eșapament și o putere redusă. Prin modificarea geometriei turbinei, motorul va accelera și raportul său poate fi obținut la valoarea optimă. Din acest motiv, TGV au o întârziere mică, un impuls scăzut și sunt foarte eficiente la viteze mai mari. Nu au nevoie de valve.( Figura 21)

Avantajele turbinei cu geometrie variabilǎ:

Turbocompresorul cu geometrie variabila și 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)

Turbocompresoare- Aspecte generale

Două dintre cele mai comune implementări includ o elice cu o formă aerodinamică în carcasa turbinelor. În general, pentru motoarele mai mici, elicea rotește unison. Pentru motoarele mari, această elice nu se inversează, dar în schimb, intrarea axială a prizei este blocată selectiv de un perete axial.

În cazul camioanelor, turbocompresoarele cu geometrie variabilă (figura 22) sunt de asemenea utilizate pentru a controla debitul de evacuare recirculat în admisia motorului (acestea pot fi controlate pentru a crește selectiv evacuarea presiunii colectoare care depășește cea a galeriei de admisie, care promovează recircularea gazelor de eșapament RGE), deși presiunea excesivă a motorului este în detrimentul economiei de combustibil, furnizarea unei rate suficiente a RGE chiar și în cazul unor evenimente tranzitorii (de exemplu schimburile de viteze) poate fi suficientă pentru reducerea emisiilor de oxizi de azot la cele prevăzute de legislația privind emisiile (de exemplu Euro 5 pentru Europa și 10 pentru APE din Statele Unite).

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.

1. Alternatorul

Remaining computations:

It depends on the enumeration data provided for thermal losses definition . The following sequences are applied to compute the electrical power, mechanical power, torque, efficiency and heat flow rate.

2. Turbosuflanta

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 32)

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 33)

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 35)

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/

[26] http://www.marinediesels.info/Theory/actual_diesel_cycle.htm

[27] "Porsche VarioCam Plus". Drive – 911 GT3 Features. Retrieved April 7, 2008.